Текст
ВХБОГОМАЗОВ,
1-ерюта,1Еп.кот1ковский
ПАРОВЫЕ
ВИГАТЕЛИ
В. К. БОГОМАЗОВ, А. Д. БЕРКУТА, П. П. КУЛИКОВСКИЙ
ПАРОВЫЕ
ДВИГАТЕЛИ
Разрешено
Управлением по делам высшей школы
при Совете Министров УССР
как учебное пособие для техникумов
УССР
*
ГОСУДАРСТВЕННОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКОЙ ЛИТЕРАТУРЫ УССР
Киев— 1952
В книге рассматривается теория, конструкции и экс-
плуатация паровых машин, паровых турбин и конденса-
ционных установок и даются основы расчета паровых
двигателей и их деталей.
Книга является учебным пособием для техникумов и
средних технических курсов, готовящих техников-тепло-
энергетиков силовых и электросиловых станций промыш-
ленности и транспорта, а также может быть использо-
вана в качестве пособия при проработке соответствую-
щих разделов курсов «Теплотехника» и «/машиноведение»
во втузах неэнергетического профиля.
ПРЕДИСЛОВИЕ
Директивами XIX съезда партии по пятому пятилетнему плану развития
СССР на 1951 — 1955 годы предусмотрено увеличение за пятилетие общей
мощности электростанций, примерно, вдвое, а гидроэлектростанций — втрое,
обеспечив в части тепловых электростанций в первую очередь расширение
действующих предприятий.
Рост энергетических мощностей в нашей стране достигается не только за
счет увеличения количества действующих станций и агрегатов, но и за счет
перехода к применению пара высоких параметров.
После Великой Отечественной войны созданы и освоены паровые тур-
бины, работающие с давлением 90 ата при 500°С и имеющие мощность
100—150 тысяч кет. Развертывается не только строительство новых
электростанций, но и реконструируются и расширяются существующие.
Сооружение в пятой пятилетке грандиозных гидроэлектростанций и мощных
теплоэлектроцентралей не снимает, однако, задач по постройке и эксплуатации
паровых электрических и силовых станций небольшой и средней мощности
для нужд промышленности, транспорта, сельского и коммунального хозяй-
ства.
Задача настоящей книги — служить пособием при изучении паровых
двигателей, применяемых на такого рода станциях.
Программы энергетических специальностей средних технических учебных
заведений, готовящих техников по эксплуатации, ремонту и постройке паровых
двигателей, весьма различны. Авторы не стремились придерживаться какой-
либо из этих программ в отдельности, желая создать учебное пособие, при-
годное для подготовки техника-энергетика широкого профиля. Именно в таком
руководстве ощущался недостаток, тогда как книги по специальным типам
паровых двигателей имеются.
Данное пособие может быть использовано и в высших учебных заведениях
неэнергетического профиля, а также найдет своих читателей среди инже-
нерно-технических работников.
В первых двух частях книги излагается теория паровых машин и паро-
вых турбин.
В третью и четвертую части внесены вопросы регулирования машин
и конденсационные установки.
В пятой части изложены вопросы эксплуатации паровых двигателей.
3
1*
Значительное внимание уделено локомобилям, находящим широкое распро-
странение в установках малой мощности, и теплофикационным двигателям,
которые получают все более широкое применение.
В книге приведены примерные расчеты и даны задания для самостоятель-
ного выполнения учащимися.
Так как книга предназначается, главным образом, для учащихся средних
технических учебных заведений, то в ней пришлось отказаться от приве-
дения сложных выводов формул и дать их в удобном для расчетов виде.
Введение и глава «Эксплуатация паровых машин» написаны инж. П. П. Ку-
ликовским, глава «Эксплуатация паротурбинных установок» написана доц.
А. Д. Беркута. Все остальные главы написаны инж. В. К- Богомазовым.
Общее редактирование книги выполнено инж. П. П. Куликовским.
Авторы просят всех, кто будет пользоваться настоящей книгой, сообщить
свои замечания и пожелания по адресу: г. Киев, Красноармейская, 11, Гостех-
издат УССР.
ВВЕДЕНИЕ
i Машины, применяемые в технике, можно разделить на две группы: ма-
шины-двигатели и машины-орудия. Первые создают движение, вторые, на-
оборот, нуждаются в том, чтобы их двигали и используют это движение для
подъема тяжестей (лебедки), для нагнетания жидкости или газа (насосы,
| компрессоры), для обработки металлов (станки) или для других целей.
Выражение «двигатель создает движение» нельзя понимать так, что
движение, механическая энергия зарождается в нем. Из закона сохранения
энергии, открытого великим русским ученым М. В. Ломоносовым, известно,
что такое зарождение энергии «из ничего» невозможно. Речь идет о том, что
машина-двигатель преобразует в механическую энергию какой-либо иной
вид энергии (тепловую, гидравлическую, электрическую и т. д.) и в связи
с этим различают двигатели — тепловые, гидравлические, электрические
и т. д. В качестве первичных двигателей, использующих природные запасы
энергии, наиболее распространены тепловые и гидравлические двигатели.
Гидравлические двигатели, простейшим представителем которых является
водяное колесо, были известны и использовались человеком в глубокой древ-
ности. Преимуществом этих двигателей является то, что сама энергия падаю-
щей или текущей воды ничего не стоила человеку и требовались лишь перво-
( начальные затраты на постройку плотин, отводных каналов и пр. Недостатком
гидравлических двигателей являлась зависимость их мощности от периодов
года, от природных явлений. Но главным недостатком таких двигателей
являлась необходимость устанавливать их не там, где имелось сырье, топливо,
i поселения людей и пр., а там, где имелся в наличии водяной поток с до-
статочно быстрым течением. Это задерживало развитие промышленности
и многие изобретатели в XVII и XVIII в. трудились над тем, чтобы соз-
дать универсальный двигатель, мощность которого находилась бы всецело
под контролем человека и который позволял бы «концентрировать про-
изводство в городах, вместо того чтобы рассеивать его в деревне»1. Таким
универсальным двигателем явилась паровая машина, впервые построенная
в 1766 г. выдающимся русским изобретателем И. И. Ползуновым и позднее
его за границей. Паровые машины и появившиеся в XIX в. паровые турбины
и двигатели внутреннего сгорания стали основным источником энергии для
приведения в движение машин-орудий, а роль гидроэнергии значительно
< снизилась.
Однако, с тех пор, как человек научился передавать электроэнергию на
большие расстояния, снова возрастает роль гидравлических двигателей.
*
1 К. Маркс, Капитал, т. 1, Госполитиздат, 1950, стр. 383.
5
В 1940 г. мощность гидроэлектростанций СССР составляла уже около 10%
мощности всех электростанций. К 1950 году эта цифра возросла до 15%, а с
введением в строй великих строек коммунизма она еще повысится.
Строительство гидроэлектростанций имеет большое значение еще и по-
тому, что вместе с энергетической проблемой решаются и другие проблемы:
транспортная, гидромелиоративная п др. Только социалистическому госу-
дарству под силу решение таких грандиозных задач, так как при постройке
крупной гидростанции затопляются колоссальные территории, приходится
переселять людей, заменять речной флот, строить оросительные каналы и пр.
В капиталистических странах решение таких задач наталкивается на непрео-
долимые затруднения, порождаемые самой системой: частная собственность
на землю и дома, нежелание судовладельцев заменять флот и пр.
Однако рост роли гидроэлектростанций в энергетике страны не умаляет
значения тепловых двигателей, особенно в области малых и средних мощностей.
Тепловые двигатели дают сейчас и долго будут еще давать преобладающее
количество энергии, потребляемой человеком.
Из термодинамики известно, что превращение тепловой энергии в механи-
ческую — задача чрезвычайно выгодная: одна килокалория может дать 427 кгм
работы. Но превращение тепла в работу является одновременно весьма трудной
задачей, так как этот процесс сопровождается потерями энергии, в результате
которых лишь часть ( и к тому же меньшая часть) тепла переходит в работу,
а большая часть теряется.
Изучение конструкций тепловых двигателей, теории н правил их эксплуа-
тации важно потому, что позволяет правильно строить, собирать и эксплуати-
ровать двигатели, добиваясь более высокого использования ими тепловой
энергии.
Всякий тепловой двигатель может быть выполнен в виде поршневой ма-
шины, в которой газ или пар, находясь в цилиндре, оказывает давление на
поршень и последний, перемещаясь под этим давлением, производит работу.
Можно сконструировать тепловой двигатель в виде турбины — вращающегося
диска с лопатками на ободе.
Струя газа или пара, вытекая из канала особой формы (сопла), воздей-
ствует на лопатки и заставляет диск вращаться.
Двигатели внутреннего сгорания, у которых топливо сгорает непосред-
ственно в цилиндрах, дают лучшее использование тепловой энергии, чем
паровые двигатели, но они обычно работают на дефицитном и дорогом жидком
топливе и это ограничивает их распространение.
В промышленности и на транспорте широко применяют как паровые
поршневые машины, так и паровые турбины: первые — в области малых мощ-
ностей (до 500—1000 л. с.), вторые—в больших установках (500—100 000 кет).
Преимуществами паровых машин являются простое устройство, возможность
работы при малом числе оборотов вала в минуту, возможность вращения вала
в обе стороны (реверсирование) и возможность создания на валу большого
вращающего момента при пуске машины в ход (что важно, например, для
паровоза). Преимущества паровых турбин: равномерность хода, вследствие
отсутствия прямолинейно-возвратного движения деталей, и компактность,
т. е. малый вес и габариты, вследствие большого числа оборотов вала в ми-
нуту (15004-3000, а у малых турбин и более).
Паровые двигатели прошли долгий и сложный путь развития, причем
много людей в течение многих веков постепенно совершенствовали паровую
машину и паровую турбину. Очевидно, что н в дальнейшем люди
также будут совершенствовать существующие двигатели, устраняя имею-
щиеся у них недостатки и развивая их положительные качества.
Ф. Энгельс называл паровую машину подлинно интернациональны:.: с ткры-
тием — и действительно, многие народы гордятся именами людей, трущошихся
над созданием современного промышленного двигателя. II наш нагод может
также по праву гордиться такими именами, как Ломоносов. Пгл-'.тое. Литви-
6
нов, Черепановы и многими другими, которые внесли громадный вклад в дело
развития и совершенствования паровых двигателей и во многом опередили
заграничных ученых и изобретателей.
Создание паровой машины как промышленного двигателя сыграло громад-
ную роль в промышленном перевороте XVIII в. Появление паровой машины
способствовало созданию крупных фабрик и заводов, и в то же время паровая
машина появилась именно в результате развития машин-орудий, для при-
ведения в движение которых требовался мощный двигатель. Только с появле-
нием такой потребности идеи использования водяного пара, известные более
2000 лет тому назад, начали получать практическое применение.
Еще Архимеду приписывают идею паровой пушки, Геропу Александрий-
скому (свыше 2000* лет тому назад) —идею вращения шара под действием
вытекающей из него струи пара и идею парового фонтана. Но в тот период
не могло быть и речи о создании даже таких примитивных двигателей, а глав-
ное, в них не было потребности, и сами ученые, предлагавшие такие идеи,
видели в них не практический, а скорее теоретический интерес.
Только в XVIII в., когда в результате развития промышленности появи-
лась настоятельная потребность в двигателе, пригодном для промышленных
нелеп, были построены сначала паровые насосы, служившие для откачивания
воды из шахт и пр., а затем и настоящие универсальные, т. е. годные для
любых заводских нужд, паровые машины.
Создание первой универсальной паровой машины является заслугой рус-
ского теплотехника, ученого и изобретателя Ивана Ивановича Ползунова,
который сам спроектировал и в 1766 г. построил такую машину для приведе-
ния в действие воздуходувных мехов рудоплавильных печей. Такое использо-
вание паровой машины Ползунова являлось частным случаем применения па-
ровой машины для заводских нужд, и его машина с успехом могла бы приме-
няться и для других видов промышленных установок.
Устройство машины Ползунова видно из чертежа (рис. 1). Машина
имела высоту 14 я и занимала отдельное четырехэтажное здание. Пар, обра-
зующийся в паровом котле при давлении около 0,16 ати, поступал пооче-
редно в один из цилиндров (на рисунке в левый), поршень которого при этом
поднимался вверх. В это время в другой цилиндр (правый), ранее наполненный
паром, впрыскивалась вода, подведенная по трубе из верхнего бака. Охлаж-
дение пара струйками воды вызывало быструю конденсацию его, в результате
чего под поршнем создавалось разрежение, и давление воздуха сверху на
поршень заставляло его двигаться вниз.
К приходу поршней в мертвые положения специальный механизм автома-
тически быстро перебрасывал паровую заслонку и поворачивал водяной кран
так, что пар начинал поступать в другой (правый) цилиндр, а вода—в первый
(левый), что заставляло поршни двигаться в противоположных направлениях.
Движение поршней через качающиеся балансиры передавалось мехам.
Машина Ползунова развивала мощность около 40 л. с. и по тому времени
являлась одной из наиболее мощных. Ползунов при проектировании и изго-
товлении своей машины внес ряд существенных усовершенствований, важней-
шие из которых следующие:
1) машина впервые в истории была сделана двухцилиндровой;
2) машина имела оригинальный, полностью автоматический механизм
парораспределения и подачи воды;
3) машина давала непрерывное автоматическое действие.
Кроме того, Ползунов впервые осуществил питание котла подогретой
водой (конденсатом, смешанным с охлаждающей водой) и создал первый
в истории автомат питания.
Однако главной заслугой Ползунова является создание первой универ-
сальной машины для заводских нужд, тогда как машины всех его предшествен-
ников, по выражению К. Маркса, оставались простыми подъемными машинами
для воды и соляного раствора. К- Маркс не мог знать о машине Ползунова,
7
Рис. 1. Паровая машина И. И. Ползунова.
так как сведения о ней были опубликованы лишь в год смерти Маркса, но он
отмечал, что самое важное, гениальное открытие Уатта состояло именно в
создании им в 1784 г. универсальной машины. Мы знаем сейчас, что Ползунов
опередил в этом Уатта, спроектировав универсальную машину в 1764 г. и
построив ее в 1766 г.; поэтому слова К- Маркса о гениальности этого открытия
с полным правом можно отнести к Ползунову.
Ползунов умер 16 мая 1766 г. за неделю до пуска в действие его машины.
Его машина проработала свыше трех месяцев и была в действии более 1000
часов, вполне доказав свою работоспособность.
Вышла из строя машина 10 ноября 1766 г. в связи с незначительной ава-
рией — течью котла. Но не было уже в живых изобретателя, чтобы добиться
устранения аварии и продолжения работы машины. Дело Ползунова забросили,
машина его долго стояла неиспользованной, а затем была разрушена, и имя
его забегли даже на его родине. И только при советской власти удалось пол-
ностью восстановить истину и найти подлинные документы и чертежи изобре-
тателя и даже модель машины, сделанную им самим.
Ползунов, в отличие от многих своих предшественников, не шел ощупью,
не был только практиком. Он глубоко изучал теорию вопроса и сам ставил
опыты с водяным паром, чтобы правильно спроектировать свою машину.
Надо сказать, что он разделял воззрения Ломоносова на природу теплоты и
отвергал теорию теплорода, против которой выступал Ломоносов, но которая
долго еще имела хождение среди зарубежных ученых.
Нельзя отрицать заслуг зарубежных изобретателей паровой машины и в
том числе шотландца Джемса Уатта, много сделавшего для усовершенство-
вания паровой машины. Но русский мастер Ползунов опередил Уатта в наибо-
лее важном, гениальном \ совершенствовании паровой машины, сделавшем
ее промышленно м двигателем. Имя Ползунова с гордостью произносят теперь
советские люди. Его имя присвоено Центральному котло-турбинному инсти-
туту в Ленинграде.
Кроме Ползунова, над совершенствованием паровой машины работали
многие другие русские изобретатели. Так, еще в том же XVIII в. в Кронштадте
и в Забайкалье работал строитель «огнедействующих» машин Федор Борзой.
На Уральском Гумешевском руднике в 1799 г. и на Златоустовском заводе
в 1810 г. успешно работали построенные там же паровые машины, изобрета-
тели и строители которых остались неизвестными. В 1815 г. Вяткин создал
конструктивно новую паровую машину, работавшую на Верх-Исетском за-
воде. В 1820 г. Степан Литвинов изобрел оригинальную машину двойного
расширения.
В 1833 г. Матвей Назукин построил машину высокого давления, опередив
в этом на полсотни лет заграничных ученых. В 1835 г. крепостной Ефим Чере-
панов с сыном строит первые русские паровозы. В 1832 г. Ижорский завод
построил первую безбалансирную паровую машину для военного парохода
«Геркулес».
Нельзя не отметить важнейших теоретических работ русских ученых и
инженеров в области теории водяного пара и паровых двигателей. М. В. Ломо-
носов первый дал стройное учение о тепловой энергии, как энергии движения
молекул (корпускул) и этим далеко опередил зарубежных ученых, пришед-
ших к этой теории более чем через столетие. Во второй половине XIX в.
М. Ф. Окатов, И. П. Алымов, Л. К. Попов и др. дали ряд трудов по теории
водяного пара. В конце XIX в. вышли учебники М. Ф. Окатова, Ф. Ф. Петру-
шевского, Н. П. Петрова и др., написанные с правильным пониманием идей
Ломоносова о природе тепловой энергии. В конце прошлого и в начале нынеш-
него столетия вышли в свет труды по теории паровых двигателей Д. Г. Добро-
нравова, Ф. Е. Орлова, П. К. Янковского, А. И. Сидорова, В. И. Гриневецкого
и других. Ряд блестящих работ в области теории водяного пара и паровых дви-
гателей дали советские ученые: А. А. Радциг, Г. С. Жирицкий, Л. П. Смирнов,
С. П. Сыромятников, лауреат Сталинской премии М. П. Вукалович и другие.
Паровые турбины стали применять значительно позже, чем паровые ма-
шины. Нужно отметить, что еще в 1806—1813 гг. изобретатель Поликарп
Залесов сооружал на Сузунском заводе на Алтае действующие модели паровых
турбин. Однако турбина малой мощности может быть экономичной лишь при
весьма большой скорости вращения диска (до 30 000 оборотов в минуту) и то
она будет уступать в экономичности паровой машине. При большой мощности
паровая турбина значительно экономичнее поршневой машины и с начала ны-
нешнего столетия развитие паровых турбин больших мощностей пошло весьма
быстро.
В дореволюционной России совсем не было специализированных турбо-
строительных заводов.
Лишь в 1906—1914 гг. Балтийский и Николаевский судостроительные
заводы построили несколько паровых турбин для судов. В 1907 г. Петер-
бургский металлический завод построил первую в России стационарную
паровую турбину мощностью 200 кет. Первые турбины строили небольшой
мощности (200 -? 1250 кет).
Широкого развития отечественное турбостроение достигло после Октябрь-
ской революции. Ленинградский металлический завод с 1923 г. возобновил
выпуск турбин, в 1928 г. создал усовершенствованную конструкцию паровой
турбины мощностью 10 000 кет, а в последующие годы выпускал турбины
мощностью 25 000 и 50 000 кет. В 1938 г. завод выпустил первую в мире тур-
бину мощностью 100 000 кет. работавшую перегретым паром с температу-
рой 400°С и давлением 29 ата, а в 1946 г. турбину такой! же мощности, ио
с параметрами пара 90 ата и 480е С. За успехи в области турбостроения
советские ученые и строители паровых турбин М. II. Гринберг, М. Н. Янов-
ский, Д. П. Бузин, А. В. Щегляев и другие удостоены Сталинской премии.
Ныне в СССР работает несколько турбостроительных заводов. С 1931 г.
начал выпускать паровые турбины Кировский завод в Ленинграде, с 1934 г.
вступил в строй Харьковский турбогенераторный завод имени Кирова. С 1936 г.
начал выпуск паровых турбин Невский машиностроительный завод имени
Ленина, с 1940 г. вошел в строй Уральский турбинный завод.
В настоящее время советскими конструкторами создана самая большая
в мире паровая турбина мощностью 150 000 кет. Сейчас Советский Союз по
праву считается наиболее передовой страной в мире в области турбо-
строения.
Особенно широкое распространение в нашей стране получили теплоэлектро-
централи (ТЭЦ), т. е. электростанции, у которых тепло отработавшего пара
используют для бытовых и производственных целей. Это имеет чрезвычайно
большое значение для народного хозяйства, так как на отопление зданий и на
снабжение теплом предприятий и коммунального хозяйства расходуется более
60°0 общего количества сжигаемого в стране топлива. При этом в таких мелких
теплоиспользующих устройствах, сжигающих обычно дальнепривозное высо-
коценное топливо, к. п. д. редко доходит до 25%, а в большинстве случаев
бывает 5—20%.
Перевод таких мелких потребителей на снабжение теплом отработавшего
пара силовых установок, сжигающих низкосортные виды топлива, может дать
значительное улучшение топливоиспользования. Таким образом, теплофикация
является весьма эффективным средством для достижения экономии топлива,
что было отмечено в решениях пленума ЦК ВКП(б) в 1931 г. Большую роль в
выдвижении идеи широкой теплофикации и в осуществлении первых теп-
лофикационных установок сыграли проф. В. В. Дмитриев и проф. Г. Л. Гин-
тер.
К 1940 г. СССР занял уже первое место в мире по мощности теп.теэ.х-ктро-
цеитралей, которые имели тепловые сети общим протяжением более ДО км
и отпускали в год более 24 • 1012 ккал тепла. После войны за корстхш; срок
были восстановлены и введены в строп разрушенные гитлеровским.;’ захват-
чиками теплоэлектроцентрали и построены жвые. В рещ.жтже жеж за 1950 г.
10
выработка тепловой и электрической энергии ТЭЦ превысила более чем на
40% выработку энергии в довоенные годы.
Для тех районов нашей страны, где имеются или строятся гидроэлектро-
станции, значительный интерес представляет возможность комбинирования
работы гидростанции и ТЭЦ. Дело в том, что мощность гидростанций обычно
по метеорологическим условиям снижается в зимнее время, когда потреб-
ность в тепловой и электрической энергии возрастает. В такие периоды целе-
сообразно передавать часть нагрузки гидростанции теплоэлектроцентрали,
которая, наоборот, именно в зимнее время будет работать на полную мощность
с высоким к. п. д.
Преимущества ТЭЦ особенно ощутимы в нашей стране, в условиях пла-
нового социалистического хозяйства. В странах капитализма эти преимущества
ТЭЦ маис ощутимы, так как компании, владеющие электростанциями, заинте-
ресованы з увеличении сбыта электроэнергии и стремятся вытеснить с рынка
компании. вырабатывающие на своих станциях только тепло и снабжающие
им централизованно потребителей.
Теперь Советский Союз прочно занимает первое место по количеству и
мощности теплоэлектроцентралей. Строительство их продолжает расширяться
п далее. Достаточно сказать, что более 55% электростанций, введенных в
строй за четвертую пятилетку, были теплоэлектроцентралями.
ЧАСТЬ ПЕРВАЯ
ПАРОВЫЕ МАШИНЫ
ГЛАВА I
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
§ 1. СХЕМА УСТРОЙСТВА И ПРИНЦИП РАБОТЫ ПАРОВОЙ МАШИНЫ
В паровой машине тепловая энергия пара превращается в механическую
работу вращения вала. Для этого паровая машина имеет следующие основные
части (рис. 2):
1) паровой цилиндр, в котором пар, перемещая поршень, совершает
работу;
2) кривошипно-шатунный механизм, превращающий возвратно-посту-
пательное движение поршня во вращательное движение вала.
Поршень 11 делит цилиндр 1 на две полости: полость крышки 1а и по-
лость вала 1 б. Для непроницаемого разделения цилиндра на две полости
поршень снабжен пружинящими кольцами, плотно прилегающими ко внутрен-
ней поверхности цилиндра. В цилиндр ведут каналы 2 и 13 для впуска свежего
пара и 10 и 12 для выпуска отработавшего.
<3
Рис. 2. Схема паровой машины.
При закрытых каналах 2 и 12 свежий пар из котла по каналу 13 поступает
в полость 1 а цилиндра и своим давлением перемещает поршень вправо. По ка-
налу 10 из полости 1 б выходит отработавший пар. При крайнем правом положе-
нии поршня каналы 10 и 13 закрываются, а открываются канал 2 для впуска
острого и канал 12 для выпуска отработавшего пара, вследствие чего поршень
перемещается влево. При крайнем левом положении поршня каналы 2 и 12
закрываются, а открываются каналы 10 и 13, и процесс повторяется. Та-
ким образом, создается прямолинейное возвратно-поступательное движение
поршня.
Кривошипно-шатунный механизм, состоящий из шатуна 5, пальца криво-
шипа 9 и кривошипа 8, связан с поршнем штоком 3 и шарниром-крейцкопфом 4.
12
Попеременное открытие и закрытие каналов 10, 2, 12, 13 для подвода и
отвода пара по полостям цилиндра осуществляется специальным парораспре-
делительным механизмом.
Величину момента, вращающего коренной вал машины (рис. 2), можно
определить по формуле:
М = TR,
где: Т — сила, приложенная к пальцу кривошипа и направленная по каса-
тельной к окружности вращения его центра;
R—радиус кривошипа (расстояние от центра вала до центра пальца
кривошипа).
Если \ гол между шатуном и кривошипом ф и по шатуну передается уси-
лие Q, то
Т — Q cos (ф — 90°) = Q sin ф
и тогда, следовательно:
Л1 = QR sin ф.
Так как при работе машины угол ф непрерывно изменяется, то величина
момента, вращающего вал, переменна. Чтобы создать равномерное вращение
вала 6, на него насаживается маховик 7, за счет инерции которого поддержи-
вается постоянная угловая скорость вращения вала.
При крайних положениях поршня ф = 0 или ф = 180°. В обоих случаях
sin ф = 0 и, следовательно, М = 0. Вращение вала при этом невозможно,
и машина должна остановиться. Эти положения машины называются мертвыми
положениями. Через мертвые положения механизм машины переходит также
за счет инерции маховика.
Ходом поршня s называется путь, проходимый поршнем при перемещении
из сдвюгг : вайнего положения в другое. Так как при этом центр пальца
п;-?€::-сшается в диаметрально противоположное положение, то
s = 2R.
Так как часть площади поршня закрыта штоком, то под давлением пара
находится не вся, а так называемая рабочая площадь поршня F. Если обозна-
чить через D диаметр цилиндра, а через d диаметр штока, то рабочая площадь
поршня
F = (D2 — rf2) = (0,96 4- 0,97) . (1,1)
Рабочим объемом цилиндра V называется объем, описываемый поршнем,
т. е.
V = Fs. (1,2)
При мертвых положениях поршень не доводится до соприкосновения с
крышками цилиндра, и между поршнем и крышкой остается пространство,
называемое вредным. Вредным это пространство называется потому, что,
заполняя его, пар не выполняет работы. В объем вредного пространства вклю-
чается также объем паровых каналов от органов парораспределения до ци-
линдра.
Рассматривая взаимное движение поршня и кривошипа машины, необхо-
димо отметить, что при вертикальном положении кривошипа поршень не за-
нимает среднего положения в цилиндре. В самом деле, если кривошип повер-
нется на угол 90е из горизонтального крайнего положения ОА (рис. 3) и займет
вертикальное положение ОБ, то перемещение поршня можно представить,
как зависящее от двух взаимно перпендикулярных перемещений пальца кри-
вошипа сначала по направлению АО, а затем по направлению ОВ. При переме-
щении пальца по направлению АО валик крейцкопфа С и поршень D пере-
местятся соответственно в точки Q и Dj и займут средние положения. Затем
при перемещении пальца из О в В произойдет дополнительное смещение их в
точки С2 и D, и поршень уйдет за среднее положение на величину = СУС2.
13
Очевидно, что если из центра С2 радиусом I = С2В провести дугу ВОг, то
расстояние
ООг = СХС2 == к
укажет смещение поршня за среднее положение при среднем положении криво-
шипа. Эта величина, как стрелка дуги ВВ, будет тем меньше, чем больше ра-
Рис. 3. Движение поршня и пальца кривошипа.
диус этой дуги I. При бесконечно длинном шатуне дуга ВВ± совпала бы с хор-
дой и величина К равнялась бы нулю. Поэтому К называют поправкой на конеч-
ную длину шатуна.
§ 2. КЛАССИФИКАЦИЯ ПАРОВЫХ МАШПН
Изображенная на рис. 2 паровая машина является горизонтальной одно-
цилиндровой машиной однократного расширения, двустороннего давления.
В отличие от нее паровые машины в зависимости от характера работы, конст-
рукции отдельных частей, назначения и по многим другим признакам могут
быть и других типов.
Иногда применяются машины одностороннего давления, в которых пар
оказывает давление на поршень только со стороны крышки. Другая сторона
цилиндра в таких машинах остается открытой.
В зависимости от того, каким паром работает машина, различают машины,
работающие насыщенным и перегретым паром.
По пространству, в которое производится выпуск отработавшего пара,
машины могут быть: выхлопные с выпуском в атмосферу, конденсационные с
выпуском в конденсатор, давление в котором ниже атмосферного, и теплофика-
ционные, у которых отработавший пар частично или полностью используется
для нагрева, для технологических процессов или дополнительно совершает
работу в двигателях специального назначения. Теплофикационные машины
широко применяются в народном хозяйстве СССР.
Закрытие и открытие паровых каналов может производиться золотниками,
клапанами или кранами. В зависимости от этого паровые машины бывают
с золотниковым, клапанным и крановым парораспределением.
По расположению осей цилиндров паровые машины могут быть горизон-
тальными и вертикальными. Иногда применяется наклонное расположение
машины на фундаменте. Такие машины называют наклонными.
По количеству цилиндров машины могут быть одноцилиндровыми и мно-
гоцилиндровыми.
По использованию перепада давления паровые машины бывают однократ-
ного расширения, в которых весь процесс расширения и работы пара происхо-
дит в одном или параллельно в нескольких самостоятельных цилиндрах, и
многократного расширения, в которых процесс расширения и работы пара про-
исходит последовательно в нескольких цилиндрах, и пар, отработав в одно::
цилиндре, переходит в другой.
Машины многократного расширения бывают двукратного !дз::::: ‘ го 1
расширения (рис. 4), трехкратного расширения (рис. о) и ре.-.::? -е-1:?ел?:рат-
ного расширения. Из машин многократного расширения на;м рдспрсстра-
14
йены машины двукратного расширения, которые бывают типа компаунд
и тандем. Машина компаунд (рис. 4) имеет параллельно расположенные ци-
линдры, а в машине тандем (рис. 6) цилиндры расположены один за другим
по общей оси. Кривошипы машин компаунд располагаются один к другому
под углом 90 или 180°.
рабочей машины, и специальные, постоянно-
Рис. 6. Машина тандем.
Трубу, соединяющую между собою отдельные цилиндры машин много-
кратного расширения, называют ресивером.
В зависимости от назначения паровые машины могут быть универсальные,
пригодные для привода любой
соединенные с какой-нибудь
машиной. Например, паровоз-
ная паровая машина, судовая
машина, машина прокатного
стана, парового молота, насо-
са и т. п. —это специальные
машины.
Паровые машины, уста-
навливаемые на одном месте
для постоянной работы, на-
зываются стационарными.
До конца прошлого века,
т. е. до появления паровых
турбин, паровая машина была
единственным типом парового
двигателя, и отдельные агре-
гаты строились мощностью до
10 000 л. с. и более. С появ-
лением паровых турбин паро-
вые машины с мощностью более 1000 л. с. в одном агрегате почти не строят-
ся, так как при больших мощностях турбины оказываются выгодней. Широко
применяется паровая машина для локомобилей — компактных паросило-
вых установок, в которых паровой котел и машина скомпанованы, как одно
целое.
В настоящее время паровая машина широко применяется, как первичный
двигатель для электростанций небольшой и средней мощности, в сельском
хозяйстве, промышленности и па транспорте.
S
ГЛАВА II
РАБОТА ПАРА В ПАРОВОЙ МАШИНЕ
jj 3. ОБРАЗЦОВЫЕ ЦПКЛЫ РАБОТЫ ПАРОВЫХ МАШИН
Рабочий процесс в паровой машине состоит в превращении тепловой энер-
-•’и пара в механическую работу. Если теплосодержание пара при входе в
ц ккал 1кг, то, использовав все тепло одного килограмма пара, машина
произвела бы работу
L = 427 L = — L кгм;кг.
А
Однако полное использование теплосодержания пара невозможно, так
как в машине имеются потери тепла. Эти потери можно разделить на две груп-
пы.
Первая группа —это потери, получающиеся в силу того, что после совер-
шения работы из машины уходит невода при температуре0° С, а пар, имеющий,
даже при отсутствии других потерь, теплосодержание z2 ккал 1кг. В результате
этого возможная работа одного килограмма пара будет только
т 1 /• -X
— ~т 01 га)
/1
кгм/кг.
Применяя пар высокого давления при высоком перегреве, можно повысить
значение гх. Выпуская отработавший пар при весьма низком давлении в кон-
денсатор, можно понизить значение z2, но все же в любой паросиловой установке
максимум работы одного килограмма пара ограничивается, с одной стороны,
источником тепла (паровой котел), с другой—охладителем (конденсатор,
атмосфера). Таким образом, эта первая группа потерь хотя и может быть умень-
шена, но воооще неизоежна. ина за-
висит исключительно от состояния
пара до и после машины и не может
быть совершенно устранена никакими
принципиальными и конструктивными
усовершенствованиями машины.
Вторая группа потерь—это поте-
ри, зависящие от степени совершенства
использования машиной того распо-
лагаемого тепло перепада zx — z2, ко-
торый ей предоставляют тепловой
ям относятся потери от охлаждения
Рис. 7. Образцовый цикл паровой машины,
источник и охладитель. К таким пот
пара в машине, от несовершенства парораспределения, от мятия пара и т. п.
Потери второй группы могут быть уменьшены путем улучшения конструкции
машины и качества ее обслуживания.
Следовательно, даже при одном и том же располагаемом перепаде тепла
не все машины будут использовать этот теплоперепад одинаково, и для того
чтобы оценить совершенство процессов их работы, надо уметь сравнивать
работу различных машин между собой. Сравнивать работу данной машины с
работой наилучшей современной машины, приняв ее за образец, нецелесообраз-
но, так как техника непрерывно движется вперед, и то, что еще недавно было
образцом, при современном состоянии техники может уже оказаться весьма
далеким от совершенства. Поэтому для сравнительной Оценки работы машин
за образец приняли цикл работы такой теоретической машины, в которой от-
сутствуют потери второй группы, зависящие от качества обслуживания и
конструкции машины.
Как известно из термодинамики, такой образцовый цикл (рис. 7) состоял бы
из следующих процессов:
а) испарения воды при постоянном давлении рх = const (линия 4—/);
б) адиабатического расширения пара от давления рх до давления р2 (ли-
ния 1 —2);
в) конденсации пара при постоянном давлении р2 = const (линия 2—3)-,
г) повышения давления воды от р2 до рх (линия 3—4).
Теоретически можно считать, что все процессы происходят в цилиндре ма-
шины, но в действительности первый из них происходит в паровое: ютле,
второй —в цилиндре машины, третий —в конденсаторе и четвертый — в
насосе, нагнетающем воду в котел.
16
Термический коэфициент полезного действия такого образцового цикла,
как известно из термодинамики, будет: «
ч , (3,i)
h. — Ь
где: i\ —теплосодержание пара, впускаемого в машину (в ккал'кг) \
i2 —теплосодержание того же пара после его адиабатического расши-
рения до давления р2 (определяется по is диаграмме) 1 (в ккал/кг);
i2 — теплосодержание воды в конденсаторе при давлении р2 (опреде-
ляется по таблицам водяного пара) (в ккал /кг).
Например, для насыщенного (сухого) пара при = 20 ата и — 0,2 ата
теплосодержания . составляют: ц = 668 ккал/кг, i2 — 498 ккал/кг и i2 —
=60 ккал (кг. Термический к. п. д. га в этом случае будет:
§ 4. ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЙ ПРОЦЕСС РАБОТЫ ПАРОВОЙ МАШИНЫ
В современной паровой машине рабочий процесс протекает несколько
иначе, чем было рассмотрено выше, на схеме машины (рис. 2). Если бы впуск
пара производился на всем протяжении хода поршня, то потенциальная энергия
пара оставалась бы почти неиспользованной, и он, выходя из цилиндров со
значительным давлением, уносил бы большое количество тепла. Чтобы полнее
использовать энергию пара, его впускают в цилиндр машины только на части
хода поршня, а дальнейшее движение поршня происходит под действием
расширяющегося пара. Для уменьшения противодавления отработавшего
пара при обратном движении поршня выпуск пара начинается до того, как
поршень придет в крайнее положение, т. е. предварительно, чем создается
так называемое предварение выпуска пара. При обратном ходе поршня вы-
пуск прекращается до прихода поршня в крайнее положение. Часть пара,
оставшаяся в цилиндре, сжимается поршнем, создавая паровую подушку.
Сжатие пара п образование паровой подушки необходимо для уменьшения
толчков, неизбежных при перемене направления движения поршня. Кроме
того, как видно будет из дальнейшего изложения, за счет сжатия отработавшего
пара снижаются тепловые потери в цилиндре паровой машины. Чтобы к при-
ходу поршня в начальное крайнее положение давление пара во вред .ом про-
странстве достигло полного, впуск пара тоже начинают еще до прихода
поршня в крайнее положение, т. е. создают предварение впуска пара.
Таким образом, за один оборот вала цикл работы пара в полости цилиндра
составляется из следующих четырех процессов: впуск, расширение, выпуск
и сжатие, которые распадаются на следующие фазы:
1) впуск, 1
2) расширение, } прямой ход поршня,
3) предварение выпуска, J
4) выпуск, )
5) сжатие, > обратный ход поршня.
6) предварение ьпуска. J
По другую сторону поршня происходят те же процессы и в том же порядке,
но со сдвигом во времени, соответствующем полуобороту вала.
§ 5. ТЕОРЕТИЧЕСКАЯ ИНДИКАТОРНАЯ ДИАГРАММА
Процессы, происходящие в одной полости цилиндра за один оборот вала,
удобно представить графически в координатах pV. Такой график, изображаю-
щий ггоцесс работы пара в цилиндре машины, имеет вид замкнутой линии,
t:_ мой индикаторной диаграммой. Индикаторная диаграмма может быть
- диаграмма is для водяного пара, построенная по новейшим исследованиям совет-
скгс ученого М. П. Вукаловича, дана в приложении к книге.
“ тм* 17
построена на основании теоретических соображений или снята с действующей
паровой машины прибором—индикатором. В первом случае диаграмма на-
зывается теоретической, а во втором—действительной, или практической.
При построении теоретической диаграммы не учитывают такие второстепенные
явления, как мяте пара, понижение его давления от охлаждения и т. п. Поэто-
му площадь действительной диаграммы всегда меньше площади теоретической.
Отношение площади действительной индикаторной диаграммы к площади
теоретической называется степенью полноты индикаторной диаграммы и, в
известной мере, характеризует совершенство процесса работы пара в машине,
так как в координатах pV площадь выражает работу.
На рис. 8 сплошной линией показана теоретическая индикаторная диаграм-
ма. По оси абсцисс в определенном масштабе откладывают объем вредного про-
странства Уо и рабочий объем цилиндра V, В пределах рабочего объема путь,
проходимый поршнем, пропорционален изменению объема пара, и поэтому
длина диаграммы, представляющая собою рабочий объем цилиндра, в другом
масштабе выражает ход поршня s. По оси ординат, тоже в определенном мас-
штабе, откладывают давление пара р.
Впуск пара теоретически происходит при постоянном давлении и изобра-
жается горизонтальной линией 1—2. В процессе расширения 2—3 давление
пара постепенно понижается. Во время предварения выпуска 3—4 давление
пара быстро понижается до давления выпуска р2. Выпуск 4—5 происходит
при постоянном давлении р2. Сжатие 5—6 сопровождается постепенным повы-
шением давления. В период предварения впуска 6—1 давление быстро повы-
шается до начального давления pv
Рис. 8. Индикаторная диаграмма паровой машины.
Характерные для индикаторной диаграммы объемы: наполнения Vs, сжа-
тия Vc, предварения впуска Увп и предварения выпуска Увып, выраженные в до-
лях рабочего объема цилиндра V, называют элементами индикаторной диаг-
раммы. Таких элементов четыре:
Условная степень наполнения
е = --- .
V
Условная степень сжатия
18
Условная степень предварения впуска
у
v вп
и. =-----.
' V
Условная степень предварения выпуска
v
v выл
V = -----.
V
Отношение объема вредного пространства Уо к рабочему объему цилиндра V
= — называют коэфициентом вредного пространства.
Момент прекращения впуска пара (точка 2) называется отсечкой впуска,
а момент прекращения выпуска (точка 5) —отсечкой выпуска.
Степень предварения впуска р бывает практически в пределах 0,024-0,05,
причем меньшие значения относятся к тихоходным, а большие — к быстро-
ходным машинам. Значения остальных элементов индикаторных диаграмм
и коэфициентов вредного пространства могут быть приняты по табл. 1 и 2.
Таблица 1
Значения элементов индикаторных диаграмм
Тип машины Степень наполнения £ Степень предварения выпуска V Степень сжатия а
Одноцилиндровые машины с выпуском в атмо- сферу, с золотниковым парораспределением . . 0,50—0,30 0,06—0,14 0,25—0,50
То же, но с клапанным парораспределением . . . 0,24—0,16 0,05—0,12 0,20—0,30
Одноцилиндровые машины с выпуском в конден- сатор, с золотниковым парораспределением . . 0,15—0,20 0,07—0,15 0,30—0,40
То же, но с клапанным парораспределением . . . 0,14—0,18 0,07—0,20 0,30—0,40
Машины двукратного расширения с выпуском в атмосферу:
для цилиндра высокого давления 0,40—0,60 0,05—0,07 0,05—0,15
> s низкого давления 0,50—0,70 0,10—0,15 0,15—0,35
То же, но с выпуском в конденсатор:
для цилиндра высокого давления 0,35—0,50 0,05—0,07 0,06—0,15
для цилиндра низкого давления 0,45—0,65 0,10—0,20 0,20—0,40
Прямоточные машины 0,07—0,10 0,08—0,12 0,88—0,92
Величины коэфициента вредного пространства
Таблица 2
Тип парораспределения
Коэфициент вредного
пространства р0
Плоские золотники..................................
Цилиндрические и поршневые золотники...............
Клапаны на цилиндре................................
Клапаны в крышках..................................
"о же у прямоточных машин..........................
? ж-Ы .............................................
0,05 —0,10
0,07 —0,16
0,06 —0,12
0,04 —0,07
0,015—0,035
0,03 —0,06
2*
19
Теоретическую индикаторную диаграмму строят при проектировании
машины, а также для сравнения такой диаграммы с практической диаграммой!,
снятой индикатором. При таком построении давления впуска рх и выпуска
р2 являются заданными, а объемы Vo, V'H, Vc, Увп и VnHn находят, принимая
соответствующие величины о0, г, =, р, и v по табл. 1 и 2 или по опытным дан-
ным.
Точку 1 диаграммы (рис. 8) определяют по координатам: Vn —объем вред-
ного пространства и рг — начальное давление пара, равное котловому. Ли-
нию впуска 1—2 проводят горизонтально на высоте постоянного давления /д
до пересечения с вертикалью, проведенной через абсциссу Vo + lzH.
Линия расширения 2—3 строится как политропа по известному из термо-
динамики уравнению
pVk = const
до пересечения с вертикалью, проведенной через абсциссу Vo -у V — Пвсш-
Показатель политропы k принимают: для сухого насыщенного пара k =
= 1,135, а для влажного пара (со степенью сухости х) k = 1,035 Ч- 0,1 х.
Так как процесс расширения не является строго адиабатическим, то, как
показали опыты, с достаточной степенью точности для насыщенного пара
можно принять k = 1, для перегретого пара k = 1,05 У- 1,30, причем:
при перегреве на Д/ ~ 50° С k =-= 1,05
» >; » д/ = 100° С k = !,!'>
>, > » Д^ = 150’С к = 1,20
> » » Д / = 200° С к =- 1,25
» » :> Д1 ' 2о0" (3 к — 1,3(>
Линию предварения выпуска строят как наклонную прямую, соединяющую
точку 3 с точкой 4, имеющей ординату р2 — давление выпуска и абсциссу
Уо Ч~ V (конец хода поршня). Линию выпуска 4—5 строят как линию постоян-
ного давления р2 до абсциссы Vo + Vc- Линию сжатия 5—6 строят также по
уравнению
pVh = const
до пересечения с вертикалью, проведенной через абсциссу 1/0 Ч~ VBn-
Линию предварения впуска строят, как наклонную прямую, соединяющую
точки 6 и 1.
Кривые расширения и сжатия в зависимости от величины k строят графи-
ческими приемами, известными из термодинамики.
§ 6. ДЕЙСТВИТЕЛЬНАЯ ИНДИКАТОРНАЯ ДИАГРАММА
Как указывалось выше, действительный процесс работы пара в цилиндре
машины сопровождается потерями, не учитываемыми при построении теорети-
ческой индикаторной диаграммы. К таким потерям относятся:
1. Снижение давления впуска ру сравнительно с давлением в котле, объяс-
няемое мятием пара на пути от котла к машине.
2. Понижение давления в процессе впуска из-за торможения пара в па-
ровпускных каналах.
3. Уменьшение площади диаграммы вследствие мятия пара перед закры-
тием и в начале открытия паровых каналов, когда для прохода пара остаются
лишь узкие щели.
4. Начальная конденсация пара, происходящая вследствие того, что за
период выпуска стенки цилиндра принимают температуру отработавшего
пара более низкую, чем температура острого пара. Острый пар, соприкасаясь
с относительно более холодными стенками цилиндра, частично конденсируется,
осаждается на них в виде росы, и теплосодержание его понижается. При пе-
регретом паре конденсация, в буквальном смысле, не происходит, ио из-за
отдачи части тепла стенкам цилиндра теплосодержание щтг-.-гретогс пара также
немного снижается.
20
Действительная индикаторная диаграмма вследствие указанных причин
будет иметь площадь меньшую, чем теоретическая. Примерная действительная
диаграмма на рис. 8 изображена штриховой линией. Участок ВВ} в самом
начале впуска получается слегка закругленным благодаря торможению (мятию)
пара в недостаточно открытом канале. Давление при впуске на участке В1С1
не остается постоянным, а немного понижается вследствие причин, указанных
выше. Отсечка впуска происходит не мгновенно, пар мнется, и поэтому участок
С±С округляется. При расширении температура пара понижается, и к концу
расширения температура стенок оказывается выше температуры пара. Проис-
ходит отдача тепла от стенок цилиндра пару, и действительная линия расшире-
ния CD приближается к теоретической 2—3. Во время предварения выпуска,
благодаря постепенному открытию паровпускного канала, давление снижается
не так быстро, как на теоретической диаграмме, и линия практической диаграм-
мы DE может слегка выходить за контур теоретической. Линия выпуска EF
на действительной диаграмме проходит немного выше, чем на теоретической.
Это объясняется торможением пара в парораспределительных органах и
в выпускной трубе. Сжатие, благодаря постепенному закрытию выпускного
канала и мятию пара, начинается при большем давлении, и линия сжатия FA
действительной диаграммы проходит несколько выше, чем на теоретической.
Благодаря мятию пара давление при предварении впуска возрастает медленнее,
чем теоретически, и линия предварения впуска АВ немного выходит за контур
теоретической диаграммы.
На действительной индикаторной диаграмме границы между фазами па-
рораспределения видны неотчетливо, так как углы закруглены благодаря
мятию пара из-за неполного открытия каналов. Чтобы установить на действи-
тельной диаграмме моменты парораспределения, следует пограничную между
фазами точку ставить в начале закругления, если канал открывается (точки
А и О), и в конце закругления, если канал закрывается (точки С и F).
§ 7. ИНДИКАТОР
Для снятия с действующей паровой машины индикаторных диаграмм
применяют прибор, называемый индикатором (рис. 9). Индикатор устанавли-
вается на трубе, позволяющей соединить его при помощи трехходового крана
с любой полостью цилиндра.
Трехходовой кран и конус индикатора 1 соединяются гайкой 2. В цилин-
дре 4 индикатора может перемещаться поршенек 3, нагруженный пружиной 6.
Если через трехходовой кран цилиндр индикатора соединен с одной из полостей
цилиндра машины, то поршенек индикатора будет перемещаться в соответствии
с изменением давления в цилиндре машины.
Вычерчивание индикаторной диаграммы производит карандаш 11 на бу-
маге, закрепленной на вращающемся барабане 9. Для этого карандаш рычагом 7
связан со штоком 5 поршенька индикатора, и поэтому вертикальные перемеще-
ния карандаша 11 записывают изменения давления. Для записи изменения
объемов барабан 9 шнуром 13 через ролики 12 связывается с крейцкопфом или
другой деталью, имеющей такое же движение, как и поршень. От такой детали
движение передается барабану при прямом ходе поршня. При обратном ходе
поршня пружина 10, находящаяся внутри барабана, возвращает его в исходное
положение.
Таким образом, в результате совместных движений карандаша и барабана
на индикаторной диаграмме вычерчивается кривая изменения объемов и давле-
ний пара в цилиндре машины.
Длина окружности барабана индикатора всего 1004-160 мм, т. е. значительно
меньше хода поршня. Поэтому барабан индикатора соединяют с крейцкопфом
через ходоуменьшители, которые бывают разных конструкций. Изображенный
на рис. 9 ходоуменьшитель представляет собою два шкивка 14 и 15, насажен-
ных на общую ось, укрепленную на кронштейне, привинчиваемом к индикатору.
Шнур 13 навивается на маленький шкивок 14, а шнур 16, соединяемый с крейц-
21
копфом, навивается на больший шкивок 15. Очевидно, что перемещение шнура
13 будет во столько раз меньше перемещения шнура 16, во сколько раз диаметр
малого шкивка меньше диаметра большего.
К индикатору прилагается набор пружин для различных по величине
давлений пара. На цоколе каждой пружины отмечен масштаб. Масштабом
пружины называется величина перемещения карандаша, вызываемая измене-
нием давления на поршенек индикатора на 1 кг [см2.
Для определения по индикаторной диаграмме давления в атмосферах
надо величину давления, выраженного в миллиметрах, разделить на масштаб
пружины.
Диаграмма, снятая с действующей машины, при сравнении ее с тео-
ретической дает возможность судить о правильности процесса работы пара
в машине.
Задания для самостоятельного выполнения
Построить теоретическую индикаторную диаграмму для машины, работающей перегре-
тым паром (А/ = 195° С). Начальное давление пара 12 ата; давление при выпуске 1,6 ата.
Условная степень наполнения 0,38; условная степень предварения выпуска 0,08; условная
степень сжатия 0,36; условная степень предварения впуска 0,03. Коэфициент вредного про-
странства 0,07.
Указание. Индикаторную диаграмму удобно строить на миллиметровой бумаге,
приняв рабочую длину диаграммы равной 100 мм. Масштаб давлений можно принять т =
= 5 мм/ат.
§ 8. МОЩНОСТЬ МАШИНЫ
ГДля того чтобы паровая машина приводила в движение обслуживаемые
ею рабочие машины, она должна иметь определенную мощность. Мощность,
передаваемая со шкива рабочим машинам, называется эффективной
мощностью Ne. Мощность, развиваемая в цилиндрах машины, называется
индикаторной N,.
Эффективная мощность меньше индикаторной на величину сопротивлений
в механизме машины (трение поршня, подшипников, сопротивление парораспре-
делительных органов и т. п.) и на величину мощности, затрачиваемой на при-
ведение в действие обслуживающих машину устройств. Отношение
- N,
................ . <вд
22
называется механическим коэфициентом полезного действия (к. п. д.) машины и
характеризует степень совершенства машины с механической стороны. Сред-
ние значения т]м приведены в табл. 3.
Таблица 3
Средние значения механического к.п.д.
Тип машины Эффективная мощность в лошадиных силах (нормальная)
10 50 100 300 500 700
Машины без конденса- ции . . . ,82 — 0,87 0,83 — 0,88 0,85—0,89 0,86 — 0,91 0,87 — 0,92 0,88 — 0,94
.Машины с копденса - ПИФы . . "ТЭ —0,34 0,80 — 0,85 0,81 — 0,86 0,82 — 0,87 0,86 — 0,91 0,86 — 0,92
Эффективную мощность практически можно определить одним из следую-
щих способов:
1) посредством электрической нагрузки, если машина работает на генера-
тор электрического тока;
2) посредством специального тормозного устройства;
3) по индикаторной мощности и механическому к. п. д. машины.
При постоянном токе мощность, передаваемая генератору тока, т. е.
эффективная мощность машины
Ne =----------л. с., (8,2)
ТгТр73б
где: £ —напряжение тока (в вольтах);
i —сила тока (в амперах);
т(Г —к. п. д. генератора;
т(р —к. п. д. передачи (редуктора), равный единице при непосредствен?
ном соединении вала машины с валом генератора, и 0,97 -у 0,98— при ремен-
ной передаче.
Эффективную мощность определяют тормозом. На рабочий шкив, махо-
вик или специальную тормозную шайбу 6 (рис. 10) накладывают тормозные
колодки 4, подтягиваемые на-
тяжными гайками 5 так, что-
бы рычаг 3 находился в рав-
новесии. Рычаг 3 тормоза
устанавливают в строго гори-
зонтальном положении и урав-
новешивают противовесом 7,
чтобы собственный вес рыча-
га не увеличивал момент гру-
за Q. При вращении шайбы
рычаг 3 поддерживают в рав-
новесии, постепенно отпуская
гайки 5 и изменяя вес груза Q
на весах 1 до тех пор, пока
Рис. 10. Тормоз для определения эффективной
мощности машины.
число оборотов вала машины
достигнет нормального и вращение вала будет равномерным, а предохранитель-
ный канат 2 будет свободным.
По величине тормозной нагрузки Q (в килограммах), длине плеча I (в мет-
рах) и числу оборотов в минуту п определяют эффективную мощность машины:
л; =
О/лп
—-----Л. с.
30x75
(8.3)
23
Индикаторную мощность машины можно определить по индикаторной
диаграмме. Площадь индикаторной диаграммы, как и всякого кругового про-
цесса в координатах pV, в определенном масштабе выражает величину работы
пара в одной полости цилиндра за один оборот вала. Обозначим эту работу
через L' кгм. При числе оборотов вала в минуту п мощность, развиваемая паром
в одной полости цилиндра, будет:
Площадь индикаторной диаграммы, по которой находится работа, опре-
деляют следующим образом. Площадь диаграммы заменяют площадью равно-
великого прямоугольника, у которого основание равно длине V диаграммы
(рнс. 11). Высоту этого прямоугольника обозначают р\ и называют средины
индикаторным давлением. Площадь этого прямоугольника L' = p-V.
При рабочей площади поршня F' в ходе поршня s площадь прямоуголь-
ника, равная площади индикаторной диаграммы, будет:
Рис. 11. Определение среднего индика-
торного давления.
L' = p’.F’s.
Чтобы выразить работу, соответ-
ствующую этой площади, в килограммо-
метрах, измеряют p'i в кг /см2, F' в см2
и s в м. При этом индикаторная мощ-
ность, развиваемая в одной полости ци-
линдра, будет:
p'.F'sn p/F-sn
—-------
1 60 x7a 4500
Если в другой полости цилиндра
рабочая площадь поршня F" см2, а
среднее индикаторное давление р\ кг /см2,
то мощность, развиваемая в этой полости,
yV" - = P"iF"Sn
~ 60x75 4500
Полная мощность машины двустороннего давления, следовательно, будет
Лй = Ni п- X,
то есть:
л; = (рТ' + Р-F") л. с. (8,4)
Формулу (8,4) применяют для определения мощности при испытании
машины. При проектировании машины принимают, что:
F' -- F" -F
и
Pi = pi = Pi-
Тогда:
Л Г P'iJ' Sfl / Л) — \
= ^25СГ С- (М
При расчетах прижимают:
F = (0,96 -г- 0,97)
или приближенно можно считать F = 0,75 D2.
При таком допущении:
Ni = PiF'1 -F-F-a. с? (0,6)
3G00
24
Если средняя скорость поршня ст = м/сек, то число оборотов вала
□О
машины в 1 мин.
30с.м
п = —об/мин. (8,7)
Подставляя это значение п в/формулу (8, 5), получим:
п- Рс
N^'-^л.с. (8,8)
НЛП
h’i = 4т)Г кет- (8,9)
П •_ вышеуказанными формулами, можно, зная размеры машины,
скге.лмощность ее по практической индикаторной диаграмме; или же
пои :е.-лирсванип машины, пост-
г.иг и .дикзт’-рную диаграмму, опре-
( и во заданной мощности,
юд-зхжсь ст, найти размеры ци-
В обоих случаях необходимо
уметь определять величину среднего
индикаторного давления, которое
можно найти, определив высоту пря-
моугольника (рис. 11):
, fi
h = ~ мм,
Ряс. 12. Определение средней высоты
индикаторной диаграммы.
где: /;—площадь прямоугольника, равная площади индикагорной диаграммы
(в лиг);
li —длина прямоугольника (в мм).
Если масштаб давления т мм;ат, то
Р1 = — =4м?атм. (8,10)
т lim
Площадь индикаторной диаграммы можно определить с помощью специаль-
ного прибора — планиметра (см. рис. 243, стр. 278). При отсутствии планиметра
среднюю высоту диаграммы определяют по правилу Чебышева (рис. 12). В этом
случае длину диаграммы делят на 10 равных частей и через точки деления
проводят ординаты г/у, у2; ум, ... у9. Первое и последнее деление делят еще на
две равные части и проводят ординаты у0 и у10. Средняя высота диаграммы
определяется по уравнению:
h = 0J 4-!/i + 1/2 + 1/з + Уь + У5 м~Уч -ЕЛ тй + //9у • (8,4)
Эффективная мощность машины может быть:
1) э к о н о м и ч е с к о й Д/Эт!, при которой стоимость вырабатываемой
энергии с учетом всех эксплуатационных расходов будет наименьшая;
2) макси м а л ь и о н п р о д о л ж и т е л ь н о й Дбмакс, при ко-
торой к. п. д. машины п ее экономичность немного снижаются, но машина может
работать продолжительное время без перегрева трущихся поверхностей и
вполне безопасно;
3) макси м а л ь п о ii кратковременно й Л'"макс, которую
можно допустить лишь в течение небольшого промежутка времени (15—30 мин.),
так как при большей продолжительности работы с такой мощностью возможен
рачительный перегрев трущихся поверхностей и даже появление остаточных
деформаций в деталях машины.
Для паровых машин можно считать:
^с=1>25^к) (8,12)
Сакс= 1>5Л^- (8,13)
Хотя, как указывалось, при работе машины на экономической мощности
стоимость вырабатываемой энергии получается минимальной, но в производ-
ственных условиях часто приходится работать на мощностях, выше экономи-
ческих. Это объясняется тем, что стоимость продукции зависит не только от
стоимости затраченной в производственном процессе энергии, но и от ряда
других причин — таких, как высокая производительность цеха или завода,
максимальная возможная мощность электростанции, вождение тяжеловесных
составов поездов на больших скоростях и т. п.
Задания для самостоятельного выполнения
1. Для теоретической индикаторной диаграммы (см. задание к § 7) определить величину
среднего индикаторного давления.
2. Для действительной индикаторной диаграммы (рис. 8) определить среднее индика-
торное давление, если масштаб давлений в этом случае т = 4 мм/ат.
§ 9. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ МАШИНЫ
Пользуясь приведенными выше уравнениями мощности, при проектиро-
вании машины можно определить ее основные размеры: диаметр цилиндра D
и ход поршня s. По уравнению {8, 8)
или несколько более приближенно, принимая F = 0,75 D2:
/ А.,
D = 10 1/ —1—см.
И Ргст
Величину хода поршня определяют из уравнения (8, 7):
Среднюю скорость поршня принимают в пределах 2 -у 4 м/сек, для боль-
ших стационарных машин —до 5 м/сек, для паровозных —до 7 м/сек.
Определив ход поршня и диаметр цилиндра, проверяют полученные раз-
меры по соотношению их
k = ~> (ЭЛ)
которое должно находиться в пределах:
при п «Д 160 об/мин.......... k = 1,5 н- 2,0
» га > 160 » k = 0,9 к- 1,5
для прямоточных машин ... k = 1,0 -н 1,3
Пример 1. Заданная мощность машины Ае — 190 л. с., число оборотов в минхту
л = 280. Найденное по индикаторной диаграмме среднее индикаторное давление р< = 3,2 ize'c.’.F.
Определить основные размеры машины. Машина однократного расширения.
Решение. По табл. 3 принимаем значение цм — 0,85, тогда:
190
А =-----= 223,5 и. л. с.
1 0,85
Так как машина может быть отнесена к числу быстроходных, то принимаем :т =
= 5 л/сек. Тогда по формуле (9,1):
75 А. 74 v 993 ч
F =_____L = = 1048 с.и2.
3,2X5
26
Считая, что рабочая площадь поршня составляет 0,97 от его полной площади, находим
диаметр цилиндра:
„ -\! 4F -i 4X1048
^0 у g У0 97 х 3 14 370 МЛ1 ~ 0’37 м.
По формуле (9,3) ход поршня:
30 см
п
При этом:
30X5
—КогГ = 0,536 м.
s
k = —
D
что соответствует значениям k, принимаемым для быстроходных- машин.
5
Если бы оказалось, что k = jy не соответствует допускаемым значениям, то надо было
бы выбрать другое значение для скорости поршня и произвести новый расчет.
Задания для самостоятельного выполнения
1. В одноцилиндровой паровой машине среднее индикаторное давление со стороны
крышки 3,75 кг/см2, со стороны вала 3,80 кг/см2. Площадь поршня, находящаяся под давле-
нием, со стороны крышки 1280 см2, со стороны вала 1240 см2. Ход поршня 0,5 м. Число обо-
ротов 240 об/мин. Определить индикаторную и эффективную мощности машины в лошади-
ных силах и киловаттах, подобрав самостоятельно значение механического к. п. д. Отв.:
253,8 л. с. -- 186,6 кет.
2. Среднее индикаторное давление для обеих полостей цилиндра принято равным
2,8 кг/см2. Диаметр цилиндра 350 мм. Средняя скорость поршня 4,4 м/сек. Определить эф-
фективную мощность машины, если механический к. п. д. равен 0,85. По эффективной мощ-
ности машины, являющейся ее экономической мощностью, определить максимальную про-
должительную и максимальную кратковременную мощность машины. Отв. : Ne 94 кет;
А'макс = 117’5 Kem; = 141 мт-
3. Определить диаметр цилиндра, величину’ хода поршня и число оборотов одноцилин-
дровой машины мощностью 150 и. л. с., у которой средняя скорость поршня 2,7 м/сек и сред-
нее индикаторное давление 3,33 кг /см.2. Отношение-^ принять равным 1,6. Отв.: D = 408 мм:
h
s = 653 мм.
4. При испытании паровой машины тормозом нагрузка на весах оказалась равной
143 кг. Плечо рычага весов имеет длину 1250 мм. При испытании машина делала 120 об/мии.
Определить эффективную мощность машины и ее механический к. п. д., если вычисленная
по индикаторным диаграммам мощность составляет 37,5 л. с. Отв.: Ne = 30 л. с.; т|М=0,8.
ГЛАВА III
ТЕПЛОПСПОЛЬЗОВАНИЕ В ПАРОВОЙ МАШИНЕ
§ 10. ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ТЕПЛА И К. П. Д. ПАРОВОЙ МАШИНЫ
Как известно, даже в образцовой машине не все количество тепла Q,,
подведенное к машине, превращается в работу. Большая часть этого тепла
отводится с отработавшим паром. В действительной машине из оставшегося
тепла Qj — Q2 в работу превращается только Qp тепла, а остальное тепло Qn
теряется вследствие мятия и пропусков пара, неполного его расширения, тра-
тится на нагревание цилиндров и других частей и т. п. На рис. 13 представлен
графически примерный тепловой баланс паровой машины для средних условий
(без конденсатора).
Таким образом, тепловой баланс паровой машины можно написать в виде
уравнения:
Qi = Q2 + Qu + Qp • (Ю,1)
К- п. д. машины как теплового двигателя —это отношение тепла, превра-
тившегося в механическую работу в цилиндре машины Qp, к теплу, затрачен-
ному на получение пара в котле, которое равно Сф—QK, где,фк—тепло, вносимое
в котел питательной водой, имеющей теплосодержание г2. Поэтому к. п. д.,
выражающий совершенство машины как теплового двигателя — абсолют-
ный индикаторный к. п. д. будет:
27
Если машина развивает в цилиндре Ад л. с., то, очевидно, работа ее за
час будет:
Ц = 75 Nt 3600 = 270 000 Nt кгм
и, значит, в механическую работу превратилось:
QD = ~| == 632,3 ^ккал.
~й—
66-85/
Рис. 13. Тепловой баланс паровой машины.
Если машина расходует в час D кг пара, теплосодержание которого
г2 ккал /кг, то на вычисленную выше работу Lt в котле затрачено тепла:
Qi ~ = Wi — 4) KKa-L
где /2 — теплосодержание питательно!!
Рис. 14. Тепловой процесс машины на
is диаграмме.
ВОДЫ.
Таким образом, абсолютный индика-
торный к. п. д. машины будет:
632,3 N. 632 3
ж =-------Г1- = , (10,2)
(!1 — оН'* 6'1 '//L
, D
где di~-y----удельный расход пара
/Vi
на сило-час индикаторной мощности в
кг 1и. с. час.
Образцовая машина в условиях
практической машины, т. е. работая па-
ром того же теплосодержания с тем же
давлением выпуска имела бы к. п. д.
(3,1)
где i2 — теплосодержание пара после
адиабатического расширения (рис. 14).
Нельзя это теплосодержание считать
теплосодержанием отработавшее в дей-
ствительной машине пара. Отработав-
ший пар имел бы такое тепле содержа-
ние при работе машины по образцовому циклу, т. е. без потерь Q-. Наличие
этих потерь (мятие пара, пропуски и пр.) повышает теплосодержание .жгшеотав-
шего пара и из действительной машины пар уходит с тепл: ж Дгрждшием Н,
которое больше чем L.
28
Следовательно, разность теплосодержаний — i2 = hT или располагаемый
теплоперепад в образцовой машине больше, чем такой же перепад тепла
hd = — /а в действительной машине. Поэтому в действительной машине про-
цесс расширения папа происходит не по адиабате/—//, как в образцовой
машине, а по кривой // D, характеризующей процесс расширения пара одно-
временно с мятиет: сто. во время которого энтропия пара увеличивается.
Как известно, па валу машины используется не вся работа Lit выполненная
за час паром в цилиндре, а лишь часть ее:
L. = т: L, = 270 000 N кем.
в • Xi। I е
Поэтому более полно можно охарактеризовать использование энергии в
машине ее абсолютным эффективным к. п. д., т. е. отношением энергии, исполь-
зованной та валу машины, к теплу, затраченному на получение пара:
632,3 N G39 з
•% = ------,е- = --, (10,3)
(h - t2)D (й - у de
где %— удельный расход пара па сило-час эффективной мощности
(в кг эфф. с. час).
Из сопоставления формул (10,2) и (10,3) видно, что
= (Ю,4)
или
Практические злачс’.шг.
современных конденсационных машин
Ш = 13 -у 17% и г,е = 11 -у 14%
а для машин без конденсации
-щ = 10 -у 12% и т1е = 6 б- 10%.
Оба эти абсолютные коэфициенты полезного действия в значительной
мере зависят от параметров пара при впуске и выпуске, и если две машины
имеют одинаковые tti, то лучшей из них надо признать ту, которая работает
паром с меныпим давлением или перегревом и с меньшим разрежением в кон-
денсаторе. Поэтому характеризуют степень совершенства паровой машины
не только абсолютными, по и относительными к. п. д., которые сравнивают ра-
боту практической машины с работой образцовой машины в тех же условиях.
Отрезки ho п йт характеризуют количество тепла, перешедшее в механи-
ческую работу в действительной и в образцовой машинах. Их соотношение:
%, = %у
(Ю,5)
показывающее, какую часть работы образцовой машины составляет работа в
цилиндре действительной машины, называют относительным и н д и-
каторным к. п. д. машины. Подставляя в формулу (10, 5) значения к. п. д.,
получаем:
632,3
•w - •
(Ю,6)
Аналогично выводят и относительный эффективный
к. и. д. т(ое машины, указывающий, какую часть работы образцовой машины
составляет работа на валу действительной машины:
т _ _ т т . по 71
'ioe — (Ц — 61 |01’
Средние значения относительного индикаторного к. п. д. 7]ot даны в табл. 4.
29
Таблица 4
Средние значения относительного индикаторного к.п.д.
Тип машины Насыщенный пар Перегреты;'! пар
Выпуск в атмосферу Выпуск в конден- сатор Выпуск в атмосферу Выпуск в конден- сатор
Одноцилиндровая с золотниковым паро- распределением 0,50 — 0,70 0,38 — 0,60 0,65 — 0,80 0,50 — 0,65
То же, с клапанным парораспределе- нием . 0,65 — 0,75 0,43 — 0,65 0,72—0,85 0,60 — 0,77
Прямоточная 0,70 — 0,80 0,64 — 0,74 0,75 — 0,85 0,70 — 0,80
Двукратного расширения 0,70 — 0,82 0,65 — 0,75 0,75 — 0,85 0,69 — 0,78
Удельный расход пара на индикаторную силу в час (и. с. час.) является
одним из показателей экономичности работы машины. Удельный расход пара
уменьшается при работе перегретым паром и тем заметнее, чем выше темпера-
тура перегрева пара. Удельный расход пара меньше при выпуске отработавшего
пара в конденсатор, чем при выпуске в атмосферу. Удельный расход пара
меньше при малых степенях наполнения, чем при больших. При золотниковом
парораспределении удельный расход пара на 5—10% выше, *чем при клапан-
ном парораспределении. У прямоточных машин удельный расход пара на
10—15% меньше, чем у обыкновенных машин. Средние значения удельного
расхода пара сЦ даны в табл. 5.
Таблица 5
Средние значения удельного расхода пара
(в кг/и.с.час.)
Давление впуска (в ата) Насыщенный пар Перегретый пар
Выпуск в атмосферу Выпуск в конден- сатор Выпуск в атмосферу Выпуск в конден- сатор
6 13,50—10,00 9,50—5,60
8 13,60— 7,60 9,20—5,40 9,00—7,50 6,60—5,40
10 13,00— 6,90 9,10—5,30 8,35—6,90 6,45—5.10
14 — — 7,80—6,40 6,20—4,90
16 — — 7,35—6,10 6,00—4,65
Из сравнения различных к. п. д. машины видно, что произведение тер-
мического к. п. д. образцового цикла и относительного индикаторного к. п. д.
дает значение абсолютного индикаторного к. п. д.
Wloi = тц. (10,8)
Произведение термического к. п. д. образцового цикла на относительный
эффективный к. п. д. дает абсолютный эффективный к. п. д. :
= 7], (10,9)
и, следовательно:
Ъ = vqorv (10,10)
Таким образом, абсолютные к. п. д. характеризуют степень использования
в машине затраченного тепла, а относительные к. п. д. характеризуют степень
совершенства работы данной машины сравнительно с работой образцового
цикла.
30
Если машина приводит в действие генератор электрического тока, мощ-
ность которого N3 обычно измеряется в киловаттах, то аналогично предыду-
щему, обозначая
, D
а = кг:квт-час,
э л
получаем относительный электрический к. п. д. :
_ 632,3 X 1,36 _ 860
f'04 — (Z1 _ ~ (ц — Z2)dn ’
абсолютный электрический к. п. д.
_ ____860___
(10,11)
(10,12)
где d3 —удельный расход пара в кг]квт-час мощности генератора.
Если т|Р — к. п. д. передачи от машины к генератору, т;г — к. п. д. генера-
тора электрического тока, то электрическая мощность машины
= (10,13)
Экономичность всей паросиловой установки, включая котельную установ-
ку, характеризуется экономическим к. п. д.:
632,3
(Ю,14)
т;
'эк
beQp’
е я
где Ь, —удельный расход топлива в кг /с. час. эффективной мощности;
Qi —низшая рабочая теплотворная способность топлива (в ккал /кг).
При работе машины на генератор электрического тока и удельном расходе
топлива в Ьэ кг кст-час электрической мощности, экономический к. п. д. электро-
станции:
_ 860
(10,15)
' Если т|(! к. п. д. котельной установки, то экономический к. п. д. электро-
станции можно выразить
4ЭС =
Пример 2. При испытании локомобиля П-38 расход пара составлял 341 кг/час.
Развиваемая локомобилем мощность 34,8 эфф. л. с. При входе в цилиндр машины пар имел
давление 11,8 ати при температуре 285° С. При выходе из цилиндра пар имел давление
1,2 ати. Определить для этого локомобиля эффективный и индикаторный относительные
к. п. д.
Решение. 1) По is диаграмме находим, что для давления р± = 11,8-j- 1 =
= 12,8 ата и i, = 285° С 719 ккал/кг;
После адиабатического расширения до давления р2 = 1,2 + 1 = 2,2 ата теплосодер-
жание этого пара было бы ф== 632 ккал!кг;
2) удельный расход пара на 1 эфф. с. час.:
, 341
“е = з4~§' = 9,8 кг',эфф. с. час.',
3) относительный эффективный к. п. д.:
632,3
7!ое — (719 — 632)9,8 “ 0,74;
4) принимая по табл. 3 механический к. п. д. т)м = 0,84, находим:
Задание для самостоятельного выполнения
1. Паровая машина локомобиля СК-200 расходует 1360 кг пара в час при эффективной
v:'.узости 240 л. с. Механический к. и. д. машины 0,853. Располагаемый теплоперепад
= 174 ккал/кг. Определить относительный индикаторный к. п. д. машины локо-
м:я. Отв.: т(<и- = 0,75.
3!
Ч. При работе локомобиля П-60 на генератор электрического тока последний разви-
вает мощность 46 кет. Определить экономический к. п. д. электростанции, если расход
дров с теплотворной способностью 2880 ккал к. составляет 108 ггтас. Оте.: т1ЭС=0,127.
3. Определить удельный эффективный г полный расход пара 'плитной, имеющей эф-
фективюдо мощность 60 с., если располагаемый тсилоперепад в иг-лпидре машины ф —
— /г= 132 ккал кг. Механический к. п. д. равен б.87: индикаторный с;ьссиселщ-.ый к, п. д.
равен. 1 .?., Отв.: О.е = 7,74 кг;зфф. с. час.; D — 40-1,4 кг'чсс.
§11. РАСХОД ПАРА ПАРОВОЙ МАШИНОЙ
Как указывалось выше, различают полный расход пара машиной D кг час
и х дельный di кг,iu. с. час или de кг/эфф. с. час. Величина расхода пара
характеризует экономичность работы паровой машины и является одним из
важных показателей ее работы. Определение удельного расхода пара паровой
.машиной может быть произведено расчетным путем: 1) по относительному
индикаторному к. п. д. машины и по располагаемому тсплоперепаду';.2) по ин-
дикаторной диаграмме и эмпирическим формулам или 3) опытным путем
(см. главу «Эксплуатация паровых машин»).
Для определения расхода пара первым способом, по табл. 4 подбирается
относительный индикаторный к. п. д. т,0!- и по начальным и конечным парамет-
рам пара определяется величина располагаемого теплоперепада
ll у I j I Л .
Затем по уравнению (10,6) определяется удельный расход пара:
Пример 3. Определить удельный расход пара для одноцилиндровой паровой
машины с клапанными парораспределением, работающей перегретым паром /д = 12 ата:
= 300° С с выпуском в конденсатор при р2 = 0,25 ата. Эффективная мощность машины
80 л. с.
Р е ш е н и е. По is диаграмме находим располагаемый теплоперепад
Лт = — /, = 726 — 560 = 166 ккал/кг.
По табл. 4. значение индикаторного относительного к. н. д. принимаем тщ = 0,74.
Тогда:
. С32-3 -м ,
а. = ~гтт—гачт = о,14 кг и. с. час.
г 166x0,74 '
По табл. 3 принимаем механический к. п. д. равным 0,83, тогда:
ф 5 14
ф = — = = 6,19 кгффф. с. час.
е чи, U,83
<М ’
Полный расход пара машиной
D = Ne d, = 80 • 6,19 = 495,2 кг/час.
Уменьшения расхода пара, как видно из уравнения (10,6), можно
достичь увеличением теплоперепада в цилиндре
/1т === Ф 1*2*
Увеличение теплоперепада достигается повышением начального или умень-
шением конечного теплосодержания пара. Повышение начального теплосодер-
жания можно достичь увеличением давления впуска и повышением температуры
перегрева пара. Уменьшение конечного теплосодержания достигается умень-
шением давления выпуска.
Выпуская отработавший пар в пространство с давлением ниже атмосфер-
ного, можно значительно снизить давление выпуска и конечное тепл: содержа-
ние пара /2 и этим увеличить работу пара. Это видно из сравнения дзух инди-
каторных диаграмм (рис. 15) машины выхлопной (сплошная линия,/ и машины
32
р
k~~\VH=const
О
Рис. 15. Индикаторные диаграммы
выхлопной и конденсационной
V
с выпуском в пространство с давлением ниже атмосферного (штриховая линия).
Понижение давления выпуска дает дополнительную (заштрихованную на
рисунке) площадь индикаторной диаграммы без увеличения количества впус-
каемого пара Уп.
Для уменьшения давления выпуска выпуск производится в конденсатор,
в котором пар охлаждается проточной водой и конденсируется, вследствие
чего в конденсаторе создается разрежение.
Применение конденсации отработавшего пара хотя и повышает к. п. д.
машины, но \с. < жпяст ее конструкцию, увеличивает размеры установки и
требует значительного количества охлаждаю-
щей воды. Поэтому применение конденсации
отработавшего лара не всегда осуществимо,
например, у передвижных локомобилей, паро-
возов, машин малой мощности и т. п. 1 *
При определении расхода пара по инди-
каторной диаграмме находят объем пара, на-
ходящегося в цилиндре в момент отсечки
(точка 2, рис. 8)
Vo + VH = (t>0 + е) V л?,
где V — рабочий объем цилиндра в лг3.
При удельном весе острого пара уу вес
находящегося в цилиндре к концу впуска пара
£>i = (Ц> + Ю Vi! кг.
В конце выпуска (точка 5) в цилиндре остался объем пара
Vc -г Vo = (г0 + =) V -и3;
при удельном весе у2 полный вес пара будет:
Z?2 = (fo °) V'f2 кг,
где у2 в кг/мй.
Следовательно, при п оборотов в минуту расход пара в час на обе полости
цилиндра, определенный по индикаторной диаграмме, составит:
D' = (D1 — D2) 120rz = V[(y0+ г)—(ц0 + о)-[2] 120п кг',час. (11,1)
Удельный расход пара, определенный по индикаторной диаграмме:
, D*
di = -у- кг/и. с. час. (11,2)
Кроме этого расхода пара, необходимо учесть расходы пара, не отражен-
ные индикаторной диаграммой: расход на начальную конденсацию^ и расход
на пропуски и утечки dt
Удельный расход пара на начальную конденсацию определяется по формуле,
полученной опытным путем:
л в
di = v. кг и. с. час, (11,3)
) ст
где а и В — коэфициенты, выбираемые по табл. 6 и 7.
1 В СССР доиолыю широко применяется конденсация пара на паровозах: паровозы
серии СОК и некоторые паровозы серии ФД. Но на паровозах конденсация отработавшего
•стра имеет другое назначение. На паровозах этих серий конденсат отработавшего пара воз-
рашается в котел, благодаря чему увеличиваются как пробеги между наборами воды, так и
"беги между промывками. Повышение же к. п. д., благодаря малому разрежению в кои-
д.с сестре, помещенном на тендере паровоза, очень невелико.
с 33
Расход пара на пропуски в машине определяется также по эмпирической
формуле:
/ Я Я 1
di = Р8 кг1и- с- час> U1 ’4)
\ iv г т ,п 1
где: 3 —коэфициент, выбираемый по табл. 8,
о — коэфициент, принимаемый равным 1 для машин однократного расши-
рения, 0,8 —для машин двойного расширения и 0,7 —для машин тройного
расширения. Полный удельный расход пара машиной будет:
di = d'i + ~г di кг/и. с. час.
(И,5)
Tao.iutia б
Значения коэфициента а
а 0,82 1 0,87 1 0,8! 1,00 1,08 1,15 1,29 , ,, 1,: I
S D 1,00 j 1,25 1,50 Знамени 2,00 я коэфицие 2,5 нта В 3 4 Та 5 блица 7
Тип машины I Род пара Коэфициент В
Одноцилиндровая с выпуском в атмосферу . . . » » » конденсатор . . . » » » атмосферу . . . » » » конденсатор . . . Двойного расширения без конденсации » » с конденсацией » » без конденсации » » с конденсацией Тройного расширения с конденсацией Значение коэфици Насыщенный » Перегретый » Насыщенный Перегретый » Насыщенный ента 3 6,00 4- 5,00 4,50 4- 4,20 0,50 4- 0,25 0,45 4- 0,21 4,20 4- 4,00 4,0 4- 3,50 0,40 4- 0,20 0,35 4- 0,18 3,20 4- 3,00 Таблица 8
Состояние машины
Новая, вполне исправная.................................
Работавшая, исправная...................................
Изношенная .............................................
0,50 4- 0,60
0,90 -г 1,10
1,10 ~ 1,40
Пример 4. Определить удельный расход пара одноцилиндровой машиной, работа-
ющей перегретым паром: р± = 12 ата; t± = 300° С с выпуском в атмосферу при давлении
рг = 1,6 ата. Диаметр цилиндра 400 мм, ход поршня 650 мм. Индикаторная мощность ма-
шины N( = 150 л. с., число оборотов п = 150 об/мин. По индикаторной диаграмме опреде-
лено: степень наполнения е = 0,20; степень сжатия а = 0,30. Коэфициент вредного простран-
ства Vo = 0,05. Машина — работавшая, но в исправном состоянии.
Решение. По таблицам водяного пара находим ъ — 4,56 кг/м3; ts = 187° С. При
давлении выпуска для сухого насыщенного пара = 0,9 кг/м3.
По is диаграмме, считая процесс расширения адиабатическим, находим, что в конечном
состоянии пар влажный со степенью сухости х = 0,97. Тогда удельный вес влажного лара:
73 0,9
^ = -r = w = 0,93wMi-
Рабочий объем цилиндра:
V =-—;•
- . О 43
s =------р- 0,65 = 0,08!С з:о
34
Расход пара по индикаторной диаграмме находим по формуле (11,1):
D' = 0,0816 [(0,05 + 0,20) 4,56 — (0,05 + 0,30) 0,93] 120X150 = 1195 кг/час
и удельный расход
У И95 оп ,
— —TF7T- — °,0 кг и. с. час.
* IN)
Расход пара на начальную конденсацию определяем по формуле (11,3):
у В
— а- • - кг!и, с. час.
V Ст
Находим:
s
D
650 1
ТОО =1’62°
и по табл. 6 ппинимаем а = 0,92.
Средняя скорость поршня
_ sn
Сп‘ ~ “30
0,65x150 ,
--- = 3,2о м!се&.
о и
Перегрев пара т ~ /че — ts = 300 — 187 ~ 113° (достаточно высокий); по табл. 7
принимаем В ~ 0,3. Тогда:
v 0 3
d"= = 0,92 - ’ - «= 0,153 кг/и. с. час.
УЗ,25
Расход пара на пропуски по формуле (11,4)
У" □' ! 8’8 , 1 \
= ИдГс + 2с~)
Принимая ft = 0,9 и Ъ = 1, получаем:
d 'i = °’9: Т50&25+ ъда)= °’156 с-Час-
Полный удельный расход пара на и. с. час. составит:
= d'i + d'- + d- = 8,0 + 0,153 + 0,156 = 8,309— 8,3 кг/и. с. час.
Определим величину относительного индикаторного к. п. д. По is диаграмме:
1г = 726 ккал/кг; = 627 ккал/кг.
Тогда относительный индикаторный к. п. д.
т .= ______________=
101 (726 — 627) 8,3 ’
Это соответствует величинам, приведенным в табл. 4.
Из сказанного ранее можно сделать выводы относительно причин, влияю-
щих на удельный расход пара машиной. Судить об этих причинах можно по
уравнениям расхода пара, а также по уравнению относительного к. п. д.
Из уравнения (11,1)
D' = V [(о0 + е) 11— G>o + °) 12]120 п
видно, что расход пара будет увеличиваться с увеличением степени наполне-
ния е и уменьшаться с увеличением степени сжатия о.
Из уравнения:
di = d'i -{- d'i + d'i
видно, что расход пара будет увеличиваться: 1) с увеличением начальной кон-
денсации пара, 2) с увеличением пропусков пара.
Остановимся на каждой из этих причин, влияющих на величину удельного
рс Д' пара.
3*
35
§ 12. ВЛИЯНИЕ СТЕПЕНИ НАПОЛНЕНИЯ И ВРЕДНОГО
ПРОСТРАНСТВА НА РАСХОД ПАРА
Максимальную степень наполнения (отсечку) выбирают в зависимости
от наибольшей мощности, которая может потребоваться от машины. При
увеличении отсечки уменьшается расширение пара, ухудшается использование
его внутренней энергии. Поэтому для каждой машины есть сгон с тоечка £lt
при которой удельный расход пара будет минимальный, и отсечка ж —эконо-
мически самая выгодная. /Можно с достаточной! степенью точности, считать,
чтс':
е2= (1,4 4- 1,6)
Это объясняется тем, что экономичность работы машины определяется
не величиной удельного расхода пара, а стоимостью единицы вырабатываемой
энергии. Так, например, в образцовом цикле получается минимальный рас-
ход пара; однако для осуществления этого цикла потребуются цилиндры
чрезвычайно большого размера, что приведет к увеличению как стоимости
самой машины, так и расходов по ее эксплуатации и сделает такую машину
экономически невыгодной.
Чем выше давление впуска ръ тем больше (при одинаковой степени напол-
нения) и давление в конце расширения ре. Чтобы не увеличивать чрезмерно
потери от неполного расширения пара, при?.одптся уменьшать степень наполне-
ния с увеличением начального давления р,. Чем больше объем вредного
пространства Уо, а также чем меньше р2, тем меньше бывает степень наполне-
ния gj, в особенности у тех машин, для которых тепловая экономичность важ-
нее, чем малые размеры и малый вес.
Приближенно можно считать, что для одноцилиндровых машин с выпуском
в атмосферу степень наполнения должна быть:
т = (12,1)
vPi
Для одноцилиндровых машин с выпуском в конденсатор:
Так как для заполнения вредного пространства расходуется пар, а на его
поверхности происходит начальная конденсация, то как объем вредного про-
странства, так и площадь его поверхностей необходимо делать возможно
меньшими.
Расход пара на заполнение вредного пространства составляет;
Овр = Vo fi' УоЪ — Vo (Д1' Де) К-2, (12,3)
где Tj и Дс —удельные веса пара при давлении впуска pY и при давлении в конце
сжатия —рс в кг{м?.
Из этого выражения видно, что расход пара на заполнение вредного
пространства прямо пропорционален объему вредного пространства. Кроме
того, благодаря увеличению удельного веса пара в конце сжатия, величина
Т, — Тс уменьшается с повышением давления конца сжатия рс и. следовательно,
расход пара на заполнение вредного пространства уменьшается с горышекием
рс • Таким образом, сжатие пара выгодно, так как приводит к не нс тором v
уменьшению расхода пара.
Повышение температуры пара в конце сжатия и нагревание за счы этого
стенок цилиндра почти не снижает выгоды сжатия, так как рам: .д пара не
изменится от того, будет ли происходить отвод тепла ст шга к стенкам во
время сжатия или во время впуска.
36
§ 13. ПОТЕРИ ТЕПЛА ОТ НАЧАЛЬНОЙ КОНДЕНСАЦИИ И УТЕЧЕК ПАРА
Как указывалось при рассмотрении действительного процесса работы
пара, в цилиндре машины возникают потери тепла, вызываемые начальной
конденсацией пара, т. е. конденсацией его в цилиндре. В различные периоды
цикла температура пара и температура внутренних поверхностей цилиндра
не равны друг другу и между ними возникает теплообмен.
В конце сжатия, при впуске пара и в начале расширения температура пара
выше, чем температура стенок цилиндра, и пар отдает стенкам тепло. При
этом, если пар насыщенный, часть его конденсируется, ссаждаясь на стенках
в виде росы. В процессе расширения, выпуска и в начале сжатия давление, а
значит, и температура пара резко снижаются, и стенки цилиндра начинают
возвращать пар;, тепло. При этом и влага, осевшая на стенках, снова испа-
ряется и уходит из цилиндра вместе с отработавшим паром. Стенки цилиндра
за это время охлаждаются, и при последующем впуске пар снова нагревает
стенки, и вследствие этого часть его конденсируется.
Таким образом, начальная конденсация происходит не только при пуске
машины в ход, пока цилиндры ее не прогрелись, но продолжается все время,
пока машина работает. Нельзя думать, что раз стенки впоследствии возвра-
щают пару почти все полученное от него тепло, и влага, осевшая на стенках
цилиндра, вновь испаряется, то потеря энергии отсутствует. Дело в том, что
при прямом ходе поршня часть пара сконденсировалась и не принимала участия
в работе. Испарение влаги происходит в основном уже при обратном ходе
поршня, и пар, получающийся при этом, уходит, не производя работы.
Потеря от начальной конденсации при неблагоприятных условиях может
достигать 30% общего расхода пара и более. Поэтому при проектировании
машины принимают меры к снижению этой потери. К мероприятиям, снижаю-
щим начальную ко; деясапню, откосятся: перегрев пара, многократное рас-
ширение, четыре пати для пара, увеличение быстроходности машины, устрой-
ство паровых и газовых рубашек, прямоточность и увеличение степени напол-
нения.
Перегрев пара является наилучшим средством борьбы с начальной конден-
сацией пара, так как перегретый пар имеет малый коэфициент теплоотдачи,
и поэтому, если температура перегретого пара при соприкосновении со стен-
ками цилиндра остается выше температуры насыщения, то начальная конден-
сация почти отсутствует.
Перегрев пара на каждые 50° дает около 7% экономии расхода пара в ма-
шинах однократного расширения и 5 -у 6% в машинах многократного расши-
рения. Для уменьшения потерь на начальную конденсацию все совре-
менные паровые машины, за редким исключением, работают перегретым
паром.
При многократном расширении тепло, уносимое отработавшим паром из
цилиндра более высокого давления, используется в цилиндрах более низкого
давления, и этим в некоторой степени уменьшаются потери от начальной конден-
сации. При этом и перепад температур пара при впуске и выпуске в каждом
из цилиндров машины многократного расширения меньше, чем в цилиндре
машины однократного расширения, что тоже уменьшает начальную конден-
сацию. Кроме того, п степени наполнения отдельных цилиндров машин много-
кратного расширения обычно больше, чем в машинах однократного, и поэтому
относительная величина потери на начальную конденсацию при многократном
расширении меньше.
На основании многих опытов можно считать, что потери на начальную
конденсацию в машинах двукратного расширения составляют 0,8, а в машинах
трехкратного расширения 0,7, по сравнению с машинами однократного расши-
течия.
У паровых машин с золотниковым парораспределением в цилиндр ведут
тт.тш.о два канала с достаточно развитыми поверхностями. По каждому ка-
Рис. 16. Схема прямоточной паровой
машины.
налу происходит как впуск, так и выпуск пара. Температура стенок каналов
при выпуске понижается, а поэтому при впуске большое количество пара кон-
денсируется. При четырех каналах, когда два из них служат только для впуска,
а два только для выпуска, потери от начальной конденсации получаются зна-
чительно меньше.
Увеличение средней скорости поршня уменьшает время теплообмена между
паром и поверхностями цилиндра, и поэтому увеличение числа оборотов является
также одной из мер борьбы с начальной конденсацией пара.
Для уменьшения потерь от начальной конденсации желательно поддержи-
вать высокую температуру стенок цилиндра. Для этого иногда окружали ци-
линдр острым паром (паровая рубашка). На заполнение паровой рубашки за-
трачивается некоторое количество острого пара, конденсирующегося в рубаш-
ке, и поэтому польза от ее применения незначительна, а для быстроходных
машин и машин многократного расширения, работающих перегретым паром,
паровая рубашка бесполезна. Последнее не относится к обогреву крышек
цилиндра, что всегда дает некоторое уменьшение расхода пара на начальную
конденсацию. Применяют также
газовые рубашки, заполняемые го-
рячими газами из котла, но их при-
менение целесообразно только для
машин значительной мощности вви-
ду сложности такого устройства.
В прямоточных машинах (рис.
16) впуск пара производится кла-
панами, расположенными на крыш-
ках цилиндра, а выпуск — через
окна в средней части боковой поверхности цилиндра. В этом случае пар от
впускных каналов течет к выпускным окнам, как бы прямо, не возвращаясь
к крышке цилиндра.
Прямоточные паровые машины расходуют меньше пара, чем машины
однократного расширения, и удельный расход пара у них почти равен удель-
ному расходу пара у машин многократного расширения. При появлении прямо-
точных машин предполагалось, что прямой ток пара уменьшает начальную
конденсацию, но, как выяснилось впоследствии, главную роль здесь играет
конструкция машины: обогрев крышек, малые поверхности вредного про-
странства, увеличенное сжатие и др.
Потери тепла и, следовательно, количество конденсирующегося в цилинд-
рах пара увеличиваются:
1) с увеличением тех поверхностей, которые обогреваются свежим паром
в момент нахождения поршня в мертвом положении;
2) при применении пара высокого давления, так как он имеет малую
теплоту испарения;
3) при плохой тепловой изоляции цилиндра, так как в этом случае увели-
чиваются тепловые потери в окружающую среду.
Потери от утечек пара происходят как в органах парораспределения, так и
в цилиндре машины, благодаря разности давлений по обе стороны поршня.
Утечки пара возможны и из-за неплотностей в сальниках, фланцах и других
местах, через которые цилиндр может сообщаться с атмосферой.
Из уравнения (11,4) видно, что утечки пара уменьшаются с увеличением
мощности машины и скорости поршня. Первое объясняется большей тщатель-
ностью изготовления мощных машин, а второе —тем, что с увеличением ско-
рости поршня время, в течение которого имеется значительная разах саз давле-
ний по обе стороны поршня, уменьшается. Сокращение утечек пара ,:ссти-
гается хорошим уходом за машиной и своевременным и высокска'юстпениым
ее ремонтом.
Удельный эффективный расход пара, как видно из уразаения (10,4),
обратно пропорционален механическому к. п. д. След.эв...то.;ь:.о, необходимо
38
всячески уменьшать потери на трение в машине путем хорошей обработки
трущихся частей, удачного выбора материала для деталей и их конструкции,
правильной смазки маслом хорошего качества и т. п.
Задания для самостоятельного выполнения
1. Расход пара, определенный по индикаторной диаграмме для машины мощностью
60 и- л. с., составляет 468 кг/час. Машина одноцилиндровая работает паром с перегревом
на 90° С. Выпуск в атмосферу. Диаметр цилиндра 260 мм, ход поршня 360 мм. Машина
делает 240 об/мпп. Определить удельный и полный расход пара машиной на 1 и. с. час. Отв.:
D ss 520 кг/час: с; — 8,67 кг/и. с. час.
2. По индикаторной диаграмме определены: степень наполнения цилиндра 0,30;
степень сжатия о.57: машина делает 180 об/мип. Полный объем цилиндра 0,029 л3; коэфи-
циент вредного пространства 0,04. Пар при входе в цилиндр имеет давление 9,6 ати и темпера-
туру 270' С, при выпуске пар сухой насыщенный при давлении 0,8 ати. Определить полный
часовой расхщ лара и удельный расход на одну индикаторную силу в час, если Ni = 75 л. с.
Отв.: D -.1 кг час: — 8,61 кг pi. с. час.
§ 14. ГАБОТА ПАРОВОЙ МАШИНЫ ПРИ ПЕРЕМЕННЫХ РЕЖИМАХ
Паровая машина предназначена для обслуживания рабочих машин
которые должны иметь вполне определенный режим работы. В боль
шинстве случаев при любом режи-
ме работы должно поддерживать-
ся постоянное число оборотов
п = const.
Если Лф — эффективная мощ-
ность машины, 1ЕП—ее полезная на-
грузка и Ахх —мощность, затрачи-
ваемая на холостой ход, точисло обо-
ротов вала будет постоянным при
условии, что движущие силы рав-
ны силам сопротивления и, следо-
вательно, развиваемая машиной
Рв.с. 17. Регулирование napotion машины:
а—мятном пара, б—изменением степени наполнения
цилиндра.
мощность будет равна сумме мощностей внешних сопротивлений, т. е.:
Ne — Л/хх-
Следовательно, при всяком изменении нагрузки 1ЕП должна изменяться
эффективная мощность Ne. Из формулы (8,1) и (8,5) можно написать:
Ne
PiFsn^
2250 '
В этом уравнении F и s величины постоянные для данной машины, меха-
нический к. п. д. т, изменять произвольно нельзя. Поэтому, при изменении Ne
сохранение п = const возможно только за счет изменения среднего индикатор-
ного давления рг.
Величину среднего индикаторного давления можно изменять следующими
способами: 1) мятием пара—качественное регулирование; 2) изменением
степени наполнения цилиндров паром—количественное регулирование;
3) комбинацией первого и второго способов.
При качественном регулировании изменение среднего индикаторного
давления достигается следующим образом: на пути пара к машине ставится
заслонка, клапан или вентиль, при помощи которых изменяется величина
сечения, через которое преходит пар. Из термодинамики известно, что, про-
ходя через суженное сечение, пар мнется и входит в цилиндры машины с по-
ниженным давлением. На индикаторной диаграмме линия давления впуска
понижается (рис. 17, а), площадь индикаторной диаграммы, а следовательно,
и работа за один оборот вала уменьшаются.
Этот способ регулирования при значительном мятии пара создает на инди-
..' рд.ой диаграмме петли отрицательной работы в конце расширения и сжатия,
39
а уменьшение расхода пара непропорционально уменьшению мощности, и
поэтому удельный расход пара машиной увеличивается.
При количественном регулировании для изменения среднего индикаторного
давления изменяется момент отсечки С впуска пара. В этом случае дав-
ление впуска не изменяется, а продолжительность впуска и степень
наполнения уменьшаются (рис. 17, б). Изменение расхода пара в этом
случае почти прямо пропорционально изменению мощности. Если изме-
няется мощность машины, то удельный расход пара не остается постоянным,
а также изменяется. При мощности, меньшей экономической, удельный расход
пара увеличивается. Объясняется это тем, что на холостой ход машины рас-
Рис. 18. Изменение расхода пара
при изменении нагрузки.
действительности при мощности,
расход пара не понижается, а
ходустся почти постоянное количество па-
ра Dxx, независимо от развиваемой машиной
полной мощности; и с уменьшением мощ-
ности машины доля расходуемого на хо-
лостой ход пара увеличивается. Удельный
расход пара при любой нагрузке N мень-
шей, чем экономическая, достаточно точно
можно определить по формуле:
б=^1!(Ч (14,1)
V
где ,г = др---степень нагрузки машины;
Л 3J;
х = — - — коэфициент холостого хода.
Ь'эк
По формуле (14, 1) при мощности выше
экономической удельный расход пара дол-
жен был бы быть меньше однако, в
превышающей экономическую, удельный
несколько повышается. Это объясняется
тем, что при N > Лфк увеличивается поток пара при той же или даже большей
скорости поршня, а это вызывает значительное мятие пара и понижение
его работоспособности.
На рис. 18 приведены графики расхода пара, полученные из опыта (кри-
вая Л) и по уравнению (14, 1) — кривая Б.
Задание, для самостоятельного выполнения
Машина локомобиля СК-100, имеющая экономическую мощность 100 ефф. л. с., рас-
ходует при этой мощности 540 кг пара в час. Определить полный и удельный расходы пара
при пониженной мощности машины—72 дфф. л. с., если коэфициент холостого хода равен
0,18. Отв.: de = 5,78 кг)афф. с. час-: D = 416 кг/час.
ГЛАВА IV
МАШИНЫ МНОГОКРАТНОГО РАСШИРЕНИЯ
§ 15. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Машины многократного расширения, как указывалось выше, это много-
цилиндровые машины, в которых перепад давлений используется при последо-
вательном расширении пара в нескольких цилиндрах. Впервые принцип много-
кратного расширения пара был предложен нашим соотечественником Степаном
Литвиновым в 1820 г.
В зависимости от того, в скольких цилиндрах происходит расширение пара
и использование перепада его давления, паровые машины бывают двухцилинд-
ровые двойного расширения, трехцилиндровые тройного расширения и четырех-
цилиндровые четырехкратного расширения. Иногда строят парегые :мшшны
двойного расширения с тремя или четырьмя цилиндрами и тройне тс расшире-
ния с четырьмя цилиндрами.
40
Многоцилиндровая паровая машина многократного расширения сложнее
одноцилиндровой, но применение ее в некоторых случаях оправдывается су-
щественными преимуществами по сравнению с одноцилиндровой машиной.
В машине многократного расширения можно применить большое расшире-
ние пара и большое давление впуска, а следовательно, и осуществить работу
паром высокого давления. Для применения пара высокого давления и воз-
можно более полного использования его энергии необходимо иметь малое
давление выпуска. При работе паром с начальным давлением 50 ата и
выпуске его в конденсатор с давлением 0,2 ата пар должен расшириться
в цилиндре боксе, чем в 80 раз (считая расширение адиабатическим). В этом
случае в одноцилиндровой машине надо иметь степень наполнения е = 1/80,
что даже при большом ходе поршня 80 см требует отсечки впуска после того,
как поршень отошел от крайнего положения всего на 1 см.
Такое малое наполнение практически неосуществимо. Кроме того, при
таком перепаде давления и малом наполнении в одноцилиндровой машине
чрезвычайно возрастут потерн на начальную конден-
сацию и на утечки. Малые степени наполнения не-
удобны еще и тем, что создают неспокойную работу
машины при самых незначительных изменениях сте-
пени наполнения. Все эти затруднения в значитель-
ной степени отпадают, если перепад давления разде-
лить между несколькими, например тремя, цилинд-
рами. В этом случае пар в каждом из трех цилинд-
ров будет расширяться, в среднем, всего в 4-у5 раз,
т. е. расширение будет таким, как в обычной одноци-
линдровой машине.
Потери на начальною конденсацию пара, как
указывалось выше, в машинах многократного расши-
рения меньше, чем в одноцилиндровых.
В многоцилиндровой машине кривошипы механизмов отдельных цилиндров
можно расположить относительно друг друга так, чтобы создать спокойный
и равномерный ход машины.
В машинах многократного расширения возможен промежуточный, между
цилиндрами, отбор пара на теплофикацию.
Благодаря меньшей разности давлений по обе стороны поршня пропуски
пара в машинах многократного расширения меньше, чем в машинах однократ-
ного расширения.
К числу недостатков машин многократного расширения надо отнести:
1) понижение механического к. п. д. на 2—3%;
2) замедленность регулирования, если действие регулирования распро-
страняется только на первый цилиндр высокого давления;
3) несколько повышенная стоимость многоцилиндровой машины;
4) некоторое усложнение эксплуатации и увеличение расходов па ремонт
и смазку машины.
Как видно, недостатки эти существенного значения не имеют и в боль-
шинстве случаев не умаляют достоинств машин многократного расширения.
Лет 40 тому назад машины тронного расширения широко применялись,
в особенности в установках большой! мощности. Сейчас применение машин
тройного, а тем более четырехкратного расширения значительно сократилось,
так как при больших мощностях выгоднее применять паровые турбины. Ма-
шины двукратного расширения и сейчас находят себе самое широкое при-
менение в стационарных установках. Машины многократного расширения
применялись и на паровозах, но с распространением перегрева пара паровозы
с машинами двойного расширения строятся только в единичных экземплярах,
так как для паровоза существенное значение имеет простота конструкции
машины.
Говоря о машинах двойного расширения, необходимо указать, что машины
Рис. 19. Вертикальная
паровая машина.
41
компаунд сложнее машин тандем, но работают спокойнее, так как момент,
вращающий вал, изменяется за один оборот меньше, чем у машин тандем.
Кроме того, у машины компаунд инерция возвратно-поступательно движу-
щихся масс, приходящаяся на один кривошип, меньше, чем у машин тандем.
Машины тройного расширения иногда строят типа тандем-компаунд
(рис. 5). Вертикальные многоцилиндровые машины обычно имеют цилиндры,
расположенные рядом (рис. 19). Этот тип имеет значительное применение в
судовых машинах. Цилиндр низкого давления иногда делают прямоточным.
Рис. 20. Диаграмма образцового
цикла машины двойного расши-
рения.
§ 16. ДИАГРАММЫ МАШИН МНОГОКРАТНОГО РАСШИРЕНИЯ
Работа пара, которая в машинах однократного расширения совершается
в одном цилиндре, в машинах многократного расширения распределяется меж-
ду несколькими цилиндрами, и индикаторную диаграмму машины многократ-
ного расширения можно получить, разделив диаграмму одноцилиндровой ма-
шины горизонтальными линиями на столько частей, сколько цилиндров имеет
машина многократного расширения. Такая диаграмма представляет собой как
бы совмещенные диаграммы отдельных цилинд-
ров машин многократного расширения и назы-
вается совокупной диаграммой.
На рис. 20 вычерчена такая совокупная те-
оретическая индикаторная диаграмма для раз-
ности давлений рг —р2 при расширении пара
до объема Ц,?. который был бы у цилиндра
машины однократного расширения. Разделив
цикл работы между двумя цилиндрами машины
двукратного расширения горизонталью cd, полу-
чаем для цилиндра высокого давления (ц. в. д.)
диаграмму abed при падении давления от рА до рт
и для цилиндра низкого давления (ц. н. д.) диаг-
рамму cefgd при падении давления от рт до р2.
Работа, совершаемая в двух цилиндрах, по ве-
личине такая же, как и в одноцилиндровой ма-
шине с объемом цилиндра Vh2 и перепадом давле-
ния рг —р2. Из совокупной диаграммы видно, что объем ц. в. д. должен быть Vhl,
а объем ц. н. д. —Vh2. В этом случае степень
-XdL
Vhi ’
наполнения ц. в. д. будет:
е
а степень наполнения ц. н. д.
е
Vh2 ’
Для машин многократного расширения
степени наполнения машины, приведенной к ц.
— Vai — Vai = ='
B?i2 Vh2
вводят также понятие общей
н. д.
Vh2
Давление рг соответствует давлению в ресивере, т. е. давлению выпуска
из ц. в. д. в ресивер и давлению впуска в ц. н. д.
Проектируя и рассчитывая машину многократного расширения, надо
подобрать давление в ресивере и определить отношение объемов цилиндров.
Выбирая давление в ресивере, ставят такие задачи:
1. Уменьшение потерь на начальную конденсацию, что дсстмггмм при
равенстве температурных перепадов в цилиндрах, т. е. г; — :г - - у — ы и,
следовательно,
12
2. Обеспечение максимальной равномерности хода машины, получаемое
при равенстве работ в цилиндрах. В этом случае на совокупной диаграмме
(рис. 20) площадь abed равна площади cefgd.
3. Создание равных наибольших давлений на поршень в каждом цилиндре,
для чего при плошади поршня ц. в. д. /д и ц. в. д. F2 надо выдержать следую-
щее условие
Рг) = ?ЛРт~ PzY
Выдержать все три условия практически затруднительно и поэтому для
машин компаунд стараются обеспечить равномерный ход и, следовательно,
выдержать в первую очередь второе условие. Для машин тандем, у которых
давление пара на поршни передается на один кривошип, второе и третье условие
необязательны, и для них выдерживают первое условие.
В машинах двукратного расширения принимают
vJg _ 1 Д . =_1 1_
“V ~ 2(8 ' 4,0 ’ D., 1,68 • 2,00 ’
/i2 ’ ’ - ’
В машинах тройного расширения:
Vh2 __ 1 . 1 . Д _ П2 __ 1 . 1
v,12 ~ У,,3 2,1 • 2,8 ’ D2 Ds 1,45 ’ 1,68 * U ’
В ресивере машины многократного расши-
рения давление пара непостоянно, так как
когда ресивер соединен только с ц. в. д., то
пар, выходящий из этого цилиндра в ресивер,
повышает в нем давление. Когда ресивер со-
единен только с ц. н. д., то давление в реси-
вере понижается, так как часть пара из него
уходит в ц. н. д. Бывают периоды, когда ре-
сивер соединен с обоими цилиндрами, и пар
перетекает через ресивер из ц. в. д. в ц. н. д.
При этом в зависимости от скоростей движе-
ния поршней в данный момент пар будет
расширяться или сжиматься и, следователь-
но, давление в ресивере также будет изме-
няться.
Поэтому, чтобы не допустить значитель-
ных колебаний давления в ресивере и в со-
общающемся с ним в данный момент цилинд-
ре, необходимо, чтобы ресивер имел доста-
точный объем. Обычно принимают:
Рпс. 21. Построение объемной ди-
аграммы машины тандем или ма-
шины компаунд с углом между
кривошипами 180°.
V, = (14- 1,5) V/ц.
(16,3)
В машинах компаунд с углом между кри-
вошипами 180° и в машинах тандем выпуск
из ц. в. д. часто совпадает по времени со впус-
ком в ц. н. д., и потому объем ресивера у этих
машин делают возможно меньшим (теорети-
чески он может быть равным нулю).
Для исследования процессов изменения
состояния пара в цилиндрах машин много-
кратного расширения и для построения ннди-
нагорных диаграмм этих машин надо в каж-
дый момент знать величину объема пара в цилиндрах. Для этого строятся
-'темные диаграммы, на которых графически представляется изменение
:.т пара в цилиндрах, как функция времени, или положения кривошипа.
43
Объемная диаграмма строится следующим образом (рис, 21). Из центра 0х
описывается окружность так, чтобы ее диаметр равнялся рабочей длине инди-
каторной диаграммы. Эта окружность является окружностью вращения криво-
шипа. Под окружностью строится вертикаль АВ, представляющая в произволь-
но выбранном масштабе время одного оборота. Окружность делится на не-
сколько равных частей (12 -4- 16) и на такое же число равных отрезков делится
вертикаль АВ. Отрезки А1'; 1'2'; 2'3' ... представляют собою время, за которое
кривошип переходит из положения Ofl в положение 1, из положения 1
в положение 2 и т. д. Проводя вертикали из точек 0; 7; 2; 3 ... до пересече-
ния с соответствующими горизонталями под окружностью, получим ряд точек
7; II; III .... которые соединяются плавной кривой. Отрезки 1'1; 2’11;
3'111 ... в выбранном масштабе дают объем цилиндра, участвующий в процессе
при соответствующих положениях кривошипа. Так как пары точек 1 и 11; 2 и
10; 3 и 9 ... лежат каждая на одной вертикали, то для построения объемной
диаграммы достаточно строить только полуокружность 0—6.
§ 17. ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНЫХ ДИАГРАММ МАШИН
МНОГОКРАТНОГО РАСШИРЕНИЯ
Индикаторную диаграмму для машины тандем или компаунд с кривошипа-
ми, расположенными под углом 180°, строят следующим образом (рис. 22):
1. Подбирают отношение объемов цилиндров по совокупной диаграмме
или по формуле (16, 1).
2. Объем ресивера обычно принимают
V/ = (l,0-4- 1,5)
Рис. 22. Построение индикаторной диаграммы машины тан„ем и..и :-;ом..аунд с углом
между кривошипами ISr".
44
3. На диаграмме по верхней горизонтали в выбранном масштабе отклады-
вают отрезки: АВ= — объем ц. в. д.; ВС — V01 —объем вредного про-
странства ц. в. д.; CD = V, —объем ресивера; DE = V0.2 —объем вредного
пространства ц. н. д. и EF = Vh2 —объем ц. и. д.
На отрезках АВ и EF строят объемные диаграммы ц. в. д. и ц. н. д. По
оси ординат в соответствующем масштабе откладывают давления: рг—впуска
в ц. в. д.; ре — ксшца расширения в ц. н. д. и р2 —выпуска из ц. в. д.
Линию впуска в ц. в. д. проводят как горизонталь или как наклонную
линию под а газ у а к горизонтали, причем tg а —4-. Положение точки b
определят т по заданной степени наполнения ц. в. д. г' или предварительно
находят ст' з покупной диаграмме. Кривую расширения Ьс строят по закону
Рис. 23. Построение объемной диаграммы машины компаунд с углом между
кривошипами 90°.
pVk = const из полюса Ог Ордината точки с определяет в выбранном масштабе
давление в ресивере рт. При обратном ходе поршня из точки с начинается
совместный процесс выпуска из ц. в. д. (линия cd) и впуска в ц. н. д. (линия
c'd'). Эти линии строят одновременно по точкам для различных положений
АЕ
поршня ц. в. д. при давлениях пара, определяемых по уравнению рх = рт ----- ,
причем расстояния х}х,2, выражающие соответствующий объем пара, берут
по объемным диаграммам. Для определения конца впуска в ц. н. д. (точка d')
строят кривую расширения от g к d' по закону pV = const из полюса О2 до
пересечения с линией c'd'. В точках d и d заканчивается линия совместного
процесса выпуска пара из ц. в. д. и впуска в ц. н. д. и в дальнейшем выпуск
из ц. в. д. происходит только в ресивер. Давление в ц. в. д. будет повышаться
до давления ресивера р-г и кривую de копна выпуска строят как процесс сжатия
пара по закону р\; -- const из полюса О2. После повышения давления до рг в
ц. в. д. начинается сжатие. Линию сжатия е/ строят по закону pV = согД
из полюса 0, до конца хода поршня — точка f. Пренебрегая предварением впус-
ка, начало впуска строится как вертикаль/Л. Линию начала выпуска из и. н. д.,
пренебрегая предварением выпуска, строят как вертикаль gh, а выпуск как
горизонталь hi.
Точка i находится на пересечении линии hi с кривой сжатия c'i, которая
ст'Ы нтся из точки с' по закону pV = const из полюса О2.
Индикаторные диаграммы машин компаунд с углом между кривошипами
90°, строятся аналогично с диаграммами машин, с углом между кривошипами
180°, но для них объемные диаграммы строят, исходя из разных точек, так как
при мертвом положении поршня ц. в. д, поршень ц. н. д. находится в среднем
положении. Поэтому объемную
кривую ц. в. д. строят, начиная из точки
(мертвое положение поршня), а объемную
кривую ц. н. д. строят, начиная из точки М
(середина хода поршня) (рис. 23).
Для представления о всей работе пара
в цилиндрах машины многократного расши-
рения, иногда совмещают практические инди-
каторные диаграммы всех цилиндров в одной
системе координат pV, т. е. производится
операция, обратная разделению совокупной
индикаторной диаграммы на несколько ча-
стей. Для совмещения масштабы давлений и
объемов диаграмм всех цилиндров приводят
к одинаковым. Чаще всего оставляют без изме-
нения длину диаграмм ц. в. д. и масштаб
давлений ц. н. д. После построения диаграмм
всех цилиндров в одинаковых масштабах
(рис. 24) для сравнения их с диаграммой
Р
Рис. 24. Совмещенная индикатор-
ная диаграмма.
одноцилиндровой машины, работающей при
тех же параметрах пара, строят совокупную диаграмму OBCDE. При этом
линию ВС проводят на высоте котлового давления, а линию DE на расстоянии
ОЕ — V02 + V/12 от начала координат. Линию расширения строят по закону
pVk = const через точку С, причем расстояние ВС должно соответствовать
объему фактически (по данным испытания) израсходованного пара на одну
полость за один оборот вала.
Задание для самостоятельного выполнения
По индикаторным диаграммам ц. в. д. и ц. н. д. (рис. 25) построить совокупную инди-
каторную диаграмму и определить величину суммарного среднего индикаторного давления,
отнесенного к ц. н. д. Рабочие объемы цилиндров V'/ц = 0,0024 м3 и Р'ц<> = 0,0062 м3.
Рис. 25. Индикаторные диаграммы ц. в. д. и
Уменьшено в два раза.
ц. н. д. (к заданию).
Масштабы давлений на диаграмме: ц. в. д. 5 мм = 1 кг'см2, а ц. н. д. 16 .«.«ел:2.
§ 1^. МОЩНОСТЬ П РАСХОД ПАРА МАШИН МНОГОКРАТНОГО РАСШПРЕППЯ
.Мощность машин многократного расширения определяется аналогично
мощности машин однократного расширения, как сумма мощностей ц. з. д.
и ц. н. д. Если F/ и Fj"—рабочие площади поршня ц. в. д.: F,' F-."—рабочие
площади поршня ц. н. д.; р'^ и р"е,—средние индикаторные д_г..с.-.;.я на пор-
46
шень ц. в. д. и р’12. и Р\ч — средние индикаторные давления в ц. н. д.,
то индикаторная мощность машины двойного расширения
Ni - ^7- (^ р'ц + F"l р"ц + F2p’i2 + ^2Р-2) Л. с. (18,1)
Если обозначить суммарное среднее индикаторное давление, отнесенное
кц. н. д., через pit то;
Pi = Pi2 + V Рц = Pi2 77 Pit’ (18,2)
IL& 2
тогда
до = (F2 p’l + F2 р} л. с. (18,3)
2 X /О
Если пренебречь некоторой разностью в размерах площадей поршня со
стороны крышки и со стороны вала и принять, что
F2 = F2 = F2
Pi = pi = pi,
Ni = -^F2pi л.с. (18,4)
I о
или
N{ =F2pt кет. (18,5)
Скорость поршня при проектировании машины выбирается в зависимости
от заданного числа оборотов п и хода поршня s
У машин многократного расширения обычно принимают скорость поршня
2 4- 4 м 1сек и у быстроходных машин — до 5 м /сек..
Решая уравнения (18,4) и (18,5) относительно F, находим для Nt в л. с.
для Ni в кет
102ЛС
* 2 ==" '1 •
cmPi
При приближенных расчетах можно принять, что
НМ
F2 = 0,96 0,75 D\
(18,6)
(18,7)
и, следовательно,
0,96тс£)2 _ 75-У
4 ~ ’
откуда при мощности в л. с.
/ 300V r~N.
D^\/ <18-8>
При мощности в кет
D2 = 13,6 V— см. (18,9)
У ст Pi
Отношение == k принимают равным:
для горизонтальных тихоходных машин............ 0,9 4- 1,8
» вертикальных тихоходных машин............... 0,6 н- 0,9
» горизонтальных быстроходных машин.......... 0,7 н- 1,1
» вертикальных быстроходных машин ............ 0,5 н- 0,7
47
Формулы от (18,6) до (18,9) распространяются и на машины тройного рас-
ширения. В этом случае
Vh2 , „
Pi = PiS + Pi2 Vh3 + РИ Vh:i ’
а значения D2 и F2 соответствуют ц. н. д.
Механический к. п. д. машин многократного расширения берется на 2—3%
меньше значений, принимаемых для машин однократного расширения.
Пример 5. Проектируемая вертикальная машина компаунд должна иметь мощ-
ность 200 и. л. с. при 300 об/мин. Среднее индикаторное давление в ц. в. д. 4,93 кг/см2 и
в ц. н. д. 1,36 кг!см2. Определить основные размеры цилиндров машины.
Решение. Принимаем по (16,1)
Pt = 1 . Vhl = _J_
Рг 1,8 ’ Vh2 3,24 ’
Тогда по (18,2) суммарное среднее индикаторное давление, отнесенное к ц. н. д.,
Pi = Pi2 + 'Й' Pii = 1,36 + 4’93 = 2,88 Кг’СМ2'
Среднюю скорость поршня принимаем равной 3,0 м)сек.
Диаметр ц. н- д. по (18, 8):
D, = 10 1 / — =101/ ——----= 48,0 см = 480 лои = 0,48 м.
У ст Pi у 3,0 х 2,88
Ход поршня
S = = 30 Д-3,0 = 0,30 м = 300 мм;
п 300
s _ 0,30
Р2 - 0,48
= 0,625,
•что соответствует принятым значениям k.
По ранее принятому-^— = 1,8,
Рх = = 4^- = 267 мм = 0,267 м.
1,0 1,0
Расход пара многоцилиндровыми машинами определяется так же, как и
для машин однократного расширения.
Полезный расход пара по формуле (11,1)
D' = + Е') li - (°o + °') 1J 120 «•
Удельный расход пара на начальную конденсацию и на пропуски опре-
деляется по тем же формулам (11,3) и (11,4), что и для одноцилиндровой ма-
шины при соответственно других коэфициентах.
Задания для самостоятельного выполнения
1. Определить суммарное среднее индикаторное давление машины трехкратного рас-
ширения, отнесенное к ц. н. д., у которой диаметр ц. в. д. 200 мм, диаметр ц. с. д. 300 мм
и диаметр ц. н. д. 430 мм. Среднее индикаторное давление в ц. в. д. 6,8 кг]см2; в ц. с. д.
2,85 кг/см2; в ц. н. д. 1,41 кг!см2. Отв.-, pi — ^,21 кг/см2.
2. Локомобиль СК-140 имеет машину компаунд, у которой диаметр п. в. д. 220 мм;
диаметр ц. н. д. 430 мм; ход поршня 410 мм. Нормальное число оборотов 250 об/мин. Сред-
нее индикаторное давление ц. в. д. 5,31 кг/см2, ц. н. д. 1,19 кг/см2. Определить индикатор-
ную и эффективную мощности машины локомобиля, приняв механический к. п. д. равным
0,83. Отв.: Д'» = 168 л. с.; Ne = 140 л. с.
-48
ГЛАВА V
ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЕ
§ 19. НАЗНАЧЕНИЕ И ТИПЫ ПАРОРАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫХ УСТРОЙСТВ
Для того чтобы работа пара в полости цилиндра осуществлялась по циклу,
изображенному на индикаторной диаграмме (см. рис. 8, стр. 18) необходимо,
чтобы при определенных положениях поршня происходили:
начало впуска —точка А,
конец » — » С,
начало выпуска — » D,
конец » •— » F.
Органами парораспределения, осуществляющими впуск и выпуск пара
в полости цилиндра, могут служить золотники, клапаны и краны. В прямоточ-
ных машинах выпуск управляется непосредственно поршнем.
Золотник открывает канал, перемещаясь по поверхности, называемой
золотниковым зеркалом. Клапан открывает канал, поднимаясь над своей опор-
ной поверхностью. Кран открывает канал, находящийся в его втулке, пово-
рачиваясь внутри этой втулки.
Парораспределение может быть с двумя, четырьмя и тремя каналами —
путями для пара. Два пути для пара имеет золотниковое парораспределение,
четыре — клапанное и крановое. В прямоточных машинах два канала служат
для впуска в каждую полость цилиндра, а отработавший пар выходит по сред-
нему, общему для обеих полостей, каналу, открываемому и закрываемому
поршнем.
Внутренними органами парораспределения называют части, омываемые
паром, а внешними — органы, приводящие в движение внутренние.
§ 20. ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЕ КОРОБЧАТЫМ ЗОЛОТНИКОМ
Простейшим органом парораспределения является коробчатый золотник
без перекрыш (рис. 26). Цилиндр машины сбоку или сверху имеет прилив,
Рис. 26. Парораспределение коробчатым золотником без перекрыш.
заканчивающийся плоскостью, называемой золотниковым зеркалом. Пар из
котла поступает в золотниковую коробку. На зеркало выходят два сквозных
канала аг и а2, ведущих внутрь цилиндра, и один канал ап в виде углубления,
имеющий боковое сообщение к с пространством, в которое производится выпуск
пара. По золотниковому зеркалу возвратно-поступательно движется золотник
А, представляющий собой опрокинутую коробку с толщиной стенок, равной
ширине каналов а. В движение золотник приводится от коренного вала криво-
шипным механизмом специального устройства.
При мертвых положениях поршня золотник находится в среднем положе-
нии и закрывает оба канала а. При движении поршня (на чертеже вправо)
4 ИИ 49
золотник тоже движется вправо и открывает канал ах для впуска пара из зо-
лотниковой коробки в цилиндр, а канал а2 — для выпуска пара из цилиндра
под золотник и через канал а0 наружу. При среднем положении поршня золот-
ник достигает крайнего положения и начинает обратное движение. Двигаясь
обратно, золотник закрывает каналы ах и а2 и при правом крайнем положении
поршня снова находится в среднем положении. При дальнейшем движении
золотника влево канал а2 открывается для впуска, а канал ах—для выпуска.
Рис. 27.' Индикаторные диаг- Рис. 28. Коробчатый золотник с пере-
раммы машин без расширения крышами.
и с расширением пара.
Для создания такого совместного движения золотника и поршня кривошип
золотника г должен заклиниваться на валу под углом 90° к поршневому кри-
вошипу R. При такой конструкции парораспределения впуск и выпуск продол-
жаются в течение всего хода поршня. Индикаторная диаграмма для этого
случая будет иметь вид прямоугольника HBGE (рис. 27).
В современных машинах процесс работы пара протекает иначе, и его
теоретическая индикаторная диаграмма изображается линией ABCDEF. Для
получения такой диаграммы надо изменить парораспределение так, чтобы в
Рис. 29. Положение коробчатого золотника с перекрышами при мертвом положении
поршня.
определенные периоды движения поршня каналы ах и а2 на некоторое время
оставались закрытыми для расширения пара CD и сжатия FA. Для этого необ-
ходимо, чтобы толщина стенки золотника (его лапа) была больше ширины
канала а , т. е. чтобы золотник не только закрывал, но и перекрывал паровпуск-
ные каналы (рис. 28).
Расстояния от кромок золотника до кромок паровпускных каналов, когда
золотник находится в своем среднем положении (на середине своего хода),
называются перекрышами золотника — наружными е и внутренними i.
Наличие перекрыш вызывает необходимость увеличения угла заклинения
между поршневым и золотниковым кривошипами, так как теперь (рис. 29)
при мертвом положении поршня (и его кривошипа /?), соответствующем точке В
индикаторной диаграммы в левой полости, уже продолжается впуск, начавшийся
в точке А. Поэтому золотник не может находиться в среднем положении, как это
было при золотнике без перекрыш, а должен сдвинуться вправо на некоторое рас-
стояние х0, большее, чем наружная перекрышае (рис. 28). Для этого необходимо
заклинить золотниковый кривошип с не под прямым, а под тупым углом 90° + 8
60
к поршневому кривошипу. Угол 8 называют углом опережения зо-
лотникового кривошипа. Расстояния ие и на которые открыты каналы при
мертвом положении поршня, называют линейными предварения-
м и впуска и выпуска.
Так как в крайнем положении золотник
будет сдвинут от середины своего хода на ве-
личину г, то его ход:
h = 2г. (20,1)
Для того чтобы золотник открывал канал Рис- 30. Отрицательная внутренняя
полностью, необходимо, чтобы . перекрыта.
г е + а..
Часто делают золотники с перебегом, у которых:
г — е + а + с,
(20,2)
где с — перебег золотника. Такой золотник открывает канал а на полную ши-
рину не на одно мгновение, а оставляет его полностью открытым некоторое
Рис. 31. Зависимость
между углом поворота
кривошипа и движением
золотника.
время, что уменьшает мятие пара.
Внутренние перекрыши делают иногда отрица-
тельными (рис. 30), так что при среднем положении
золотника оба канала аА и а2 сообщаются с выпускным
отверстием, и предварение выпуска в одной полости
начинается уже тогда, когда в другой полости еще
не закончен выпуск пара. Отрицательная внутренняя
перекрыта (недокрыша) применяется для большого
предварения выпуска и малой степени сжатия.
Зависимость между движением золотника и порш-
ня можно получить аналитически и графически. Вы-
ведем пока аналитическую зависимость. Предполо-
жим, что поршневой кривошип находится в мертвом
положении ОА (рис. 31), а золотниковый кривошип
опережает поршневой на угол 90° + 8 и находится в положении ОВ. При
повороте поршневого кривошипа на угол а в положение ОАг кривошип золот-
ника займет положение OBlt при этом золотник отойдет от своего среднего
положения на величину
х = ОЬг = г. cos / ВХОЪГ,
но
следовательно,
/.Bfib^ = 90° — (а + 8),
х — г cos [90° — (a -j- 8)] = г sin (а -j- 8).
(20,3)
Это уравнение называется уравнением движения золотника и дает аналити-
ческую зависимость сдвига золотника из среднего положения х в зависимости
от угла поворота поршневого кривошипа а.
Обычно величина радиуса золотникового кривошипа г незначительна
(г ==504-100 мм}, а положение золотникового кривошипа на коренном валу
таково (рис. 26), что коренной вал пришлось бы делать коленчатым. Чтобы
избежать этого усложнения конструкции вала, вместо изготовления колена
на него насаживается эксцентрик, действие которого одинаково с действием
золотникового кривошипа.
Эксцентрик (рис. 32) состоит из диска 2, эксцентрично насаженного на вал 6.
Расстояние от центра вала О, до центра эксцентрика 02 называется эксцент-
риситетом эксцентрика г и заменяет радиус золотникового кривошипа. Диск
эксцентрика охвачен хомутом 1, состоящим из двух половин. С хомутом соеди-
нена эксцентриковая тяга 4, играющая роль шатуна. Эксцентриковая тяга
шарнирно соединяется с золотниковым штоком 5. При вращении вала центр
4*
51
эксцентрика 02 описывает вокруг центра вала О, окружность, создавая кар-
тельное движение золотниковой тяге и прямолинейное возвратно-поступатель-
ное движение золотниковому штоку и золотнику. Эксцентрик должен быть
заклинен на коренном валу
так, чтобы его эксцентри-
ситет опережал поршневой
кривошип 3 на угол 90й
(при внешнем впуске).
Разобранный тип зо-
лотника при очень простой
конструкции имеет ряд
недостатков.
Коробчатый золотник
не уравновешен и под дей-
ствием давления пара с
большой силой прижима-
ется к зеркалу. Возникает
значительное трение, под
действием которого изна-
шивается как зеркало, так и золотник. На преодоление трения затрачивается
большое усилие, и благодаря этому механизм привода золотника получается
тяжелым.
При перегретом паре, под действием высокой температуры, в теле золотника
возникают термические деформации, нарушается плотность между золотни-
ком и зеркалом, и увеличиваются пропуски пара. Для работы с малыми степе-
нями наполнения и большим расширением необходимо увеличивать величину
наружной перекрытии, а следовательно, и эксцентриситет эксцентрика. В связи
с этим в машинах повышенной мощности и работающих перегретым паром
вместо плоских коробчатых золотников применяют цилиндрические золот-
ники.
§ 21. ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ ЗОЛОТНИКИ
Цилиндрический золотник — это гот же коробчатый золотник, но свер-
нутый в цилиндр вокруг горизонтальной оси (рис. 33) и распределяющий нар
Рис. 33. Цилиндрический золотник.
так же, как и обыкновенный золотник. Впуск пара при этом в большинстве
случаев внутренний, в отличие от плоского золотника, у которого отсечка
впуска всегда производится внешними его кромками. Цилиндрический золот-
ник 4 перемещается внутри цилиндрической втулки 2, представленной на ри-
сунке в разрезе. Внутренняя поверхность втулки играет роль золотникового
зеркала. Во втулке имеются окна 3, по которым во внутреннее пространство
между поршнями золотника подводится острый пар. Через каналы 5 пар из зо-
лотниковой втулки может направляться внутрь цилиндров. 1\а..ал 1 служит
Рис. 34. Цилиндр паровой машины
с поршневым золотником.
для выпуска пара. При возвратно-поступательном движении золотника по-
лость между его поршнями попеременно сообщается то с левым, то с правым
каналом 5, производя впуск пара. В это же время противоположный канал 5
за поршнем золотника сообщается с выпускным каналом 1 для выпуска отра-
ботавшего пара.
При внутреннем впуске, производимом внутренними кромками золотника,
эксцентриситет эксцентрика должен опережать главный кривошип на угол
270° Д- или же, что то же, отставать от
главного кривошипа на угол 90° — 8.
Цилиндрический золотник выгодно
отличается от плоского тем, что, находясь
под давлением пара, он уравновешен, а
благодаря внутреннему впуску уменьша-
ются потери в окружающую среду и
улучшаются условия работы сальника зо-
лотникового штока. Чтобы при расширении
золотника под действием высокой темпера-
туры пара золотник не был ущемлен во
втулке, притирка его должна произво-
диться в горячем состоянии, что практи-
чески затруднительно. Поэтому обычно
применяют цилиндрические золотники, у
которых диски, аналогично поршню машины, уплотняются самопружинящими
кольцами (рис. 34).
§ 22. ЗОЛОТНИКИ С ДВОЙНЫМ ВПУСКОМ И ДВОЙНЫЕ золотники
Как уже указывалось, простые золотники неудобны для малых степеней
наполнения и потому в этих случаях применяют золотники с двойным впуском
Рис. 35. Золотник с двойным впуском.
пара. В теле такого золотника (рис. 35) имеется вспомогательный канал ши-
риной аг.
Длина золотникового зеркала рассчитывается так, чтобы золотник в край-
ем положении свешивался с зеркала (рис. 35, б). При этом пар будет входить
о полость как по внешней кромке золотника, так и по каналу av
53
Очевидно, что скорость открытия и закрытия канала таким золотником вдвое
больше скорости его движения. Так, например, сдвинувшись влево на 1 мм,
золотник уменьшит открытие канала на 2 мм. Это свойство золотника с двойным
впуском позволяет уменьшить его ход по сравнению с простым золотником.
Для осуществления двойного впуска необходимо, чтобы в среднем поло-
жении золотника (рис. 35, а) расстояние от края зеркала до ребра канала в
золотнике было равно величине наружной перекрыши е. Тогда при толщине
стенки золотника s ширина поля зеркала т от края до кромки впускного канала
должна быть т = 2е — s. Ширина канала в зеркале:
а2 = 2ar + s.
Обычно принимают
а
где а — расчетная ширина канала, необходимая для прохода пара без замет
ного мятия его. Тогда
а2 = а + s
Рис. 36. Двойной золотник.
и в положении, изображенном на рис.
35, б, канал открыт полностью на рас-
четную ширину а.
Для получения малых степеней на-
полнения применяют двойные золотни-
ки (рис. 36).
Двойной золотник состоит из основ-
ного золотника А, который приводится
от эксцентрика с эксцентриситетом /у и углом опережения 8Т и отличается от
йростого золотника тем, что при впуске пар проходит через окна В в золотнике.
Золотниковое зеркало двойного золотника по конструкции такое же, как и у
простого золотника.
По основному золотнику движется плоская деталь Б, называемая расши-
рительным золотником, приводимым от эксцентрика с эксцентриситетом г2 и
углом опережения 82 > 8Р
Парораспределение основным золотником почти не отличается от парорас-
пределения обычным золотником. Расширительный же золотник, не влияя
на моменты начала впуска и выпуска и конец выпуска, влияет на момент
отсечки впуска, так как еще во время движения основного золотника вправо
расширительный уже движется влево и закрывает канал в основном золотнике,
прекращая впуск пара раньше, чем это произошло бы при отсутствии расши-
рительного золотника.
Если расширительный золотник двойного золотника разрезать посередине
на две части и соединить их стержнем, имеющим правую и левую винтовые
нарезки, то, вращая этот стержень, можно изменять длину расширительного
золотника и этим на ходу машины изменять величину степени наполнения е.
Падания для самостоятельного выполнения
1. Пользуясь уравнением движения золотника (20, 3), выведите в общем виде значе-
ния величины смещения золотника из среднего положения при горизонтальных и вертикаль-
ных положениях кривошипа.
2. Эксцентриситет эксцентрика паровой машины 64 мм, линейное предварение впуска
9 мм, наружная перекрыта 28 мм, внутренняя перекрыта 23 мм. Определить угол опереже-
ния и угол поворота поршневого кривошипа в начале предварения впуска и выпуска. Отв.:
В = 35°20'; <ц = — 9°29'; а2 = 167° 10'.
3. Начертите разрез цилиндра и золотникового зеркала с каналами и иа нем золотиик
с перекрышами для следующих моментов левой полости цилиндра: 1) начало предварения
впуска, 2) поршень в крайнем левом положении, 3)максимальный сдвиг золотника при впуске,
4) отсечка впуска, 5) конец расширения, начало предварения выпуска, 6) поршень в крайнем
правом положении, 7) максимальный сдвиг золотника при выпуске, 8) конец расширения и
9) начало сжатия.
Для всех положений золотника и поршня укажите стрелками направление их движения
и в общем виде определите величину сдвига золотника х от среднего положения.
54
I
§ 23. ЗОЛОТНИКОВЫЕ ДИАГРАММЫ
Как уже известно, движение золотника подчинено уравнению (20,3)
х = г sin (a -J- Б).
Аналитическое решение этого уравнения не всегда удобно и наглядно.
Поэтому применяют графическое исследование движения золотника \ Поляр-
ная круговая золотниковая диаграмма строится следующим образом (рис. 37).
На горизонтальной оси из центра О проводится окружность радиусом ОВ.
Эта окружность является окружностью вращения поршневого кривошипа,
а точки В и Е соответствуют его мертвым положениям.
От вертикального диаметра ZZ' откладывается влево дуга ZM, соответству-
ющая углу опережения 8. Из точки М проводится наклонный диаметр MN. На
половинах этого диаметра из центров 01 и О2, лежащих на этом диаметре, ра-
диусом ~ описываются две малых окружности и проводится касательный к
Рис. 37. Круговая золотниковая
диаграмма.
от среднего положения в том же
х
ним диаметр PQ.
Проведем произвольный радиус ОК,
соответствующий повороту поршневого
кривошипа из мертвого положения на
угол а. В окружности хордой тк
соединим точки т и к. В треугольни-
ке Отк:
Ок — От • cos / тОк = г • cos / тОк,
но
/_тОк = 90° — а — 5= 90° —
и, следовательно,
Ок= г cos [90° — (а -j- о)] = г sin (а + 8).
Так как это уравнение является
уравнением движения золотника (29, 3),
то, следовательно, для любого положе-
ния кривошипа ОК хорда Ок малой
окружности выражает сдвиг золотника
масштабе, в каком диаметр этой окружности От выражает величину эксцентри-
ситета г. Таким образом, полярная золотниковая диаграмма позволяет уста-
новить графическую зависимость между углом поворота кривошипа а и сдви-
гом золотника х.
Так, например, при положении кривошипа ОМ сдвиг золотника от сред-
него положения х = От = г, что, впрочем, можно вывести и аналитически
из уравнения (20, 3), приняв а = 90° — 8. При положении кривошипа ОР,
касательном к малым окружностям, х = 0, т. е. золотник находится в среднем
положении, что можно получить из уравнения (20, 3), приняв а = 360° — 8.
При положении кривошипа OQ снова х = 0, а при положении ON х = — г,
т. е. золотник сдвинут на величину г влево и находится в левом крайнем по-
ложении.
Свойство полярной диаграммы можно использовать для того, чтобы найти
положения кривошипа в моменты начала и конца впуска и выпуска. В самом
деле, в момент начала впуска в левую полость золотник должен быть сдвинут
вправо от своего среднего положения (рис. 28) на величину наружной перекры-
ши е. Поэтому, если в верхней малой окружности полярной диаграммы (рис. 38)
провести радиусом е дугу аЬот^с, то положение кривошипа ОА будет соответ-
ствовать моменту начала впуска, так как в этом положении хорда малой
1 Впервые применение графического метода к исследованию парораспределения
было предложено русским инженером Д. Г. Добронравовым в 1853 г.
55
окружности Оа равна с. Закончится впуск при положении кривошипа ОС,
когда снова х = Ос — е.
Точно также, если провести дугу deonQf радиусом, равным внутренней пе-
рекрыше золотника z, то можно найти положения кривошипа 0D и OF, соот-
ветствующие началу и концу выпуска пара из левой полости, при кото-
рых X — —I.
В любом положении кривошипа ОК хорду Ок, выражающую сдвиг золот-
ника х, можно представлять себе состоящей из двух частей Окп~ с и кок —
путь, пройденный золотником после начала впуска. Очевидно, что ккп есть
величина, на которую открыт канал для впуска пара, при положении криво-
шипа О/\. Поэтому и величина bba представляет собой открытие капала при
мертвом положении кривошипа ОВ, т. е. величину линейного предварения
впуска ve (а величина ее0 равна линейному предварению выпуска rj.
Рис. 38. Полярная золотниковая
диаграмма.
Рис. 39. Нормальная золотниковая
диаграмма.
Как уже указывалось (формула 20,2), золотник часто делают с перебегом.
На рис. 38 диаграмма построена для такого золотника, причем ширина канала
а = тотг. Поэтому
От = г = От0 4- тотг 4- тхт = е 4 а 4- с.
Следовательно, уже при положении кривошипа OL канал был открыт
полностью, так как 01 =- е 4- п. При дальнейшем вращении кривошипа золот-
ник продолжал двигаться (х увеличивался), но открытие канала оставалось
постоянным, равным полной ширине канала тот1 = а, до положения криво-
шипа OV, после которого золотник начал закрывать канал. При выпуске
канал также открыт полностью от положения кривошипа OU до положения
его OW. Перебег при выпуске пп1 больше, чем при впуске тту вследствие
того, что обычно z < в. Поэтому даже у золотника без перебега при впуске,
у которого г = е 4- а, перебег при выпуске обычно имеется.
На рис. 38 буквенные обозначения моментов парораспределения соответ-
ствуют обозначениям их на индикаторных диаграммах рис. 8 и 27. Легко видеть,
что за один оборот кривошипа происходят: АС— впуск пара в левую полость,
CD — расширение, DF — выпуск, FA — сжатие.
Для исследования движения золотника, кроме рассмотренной полярной диа-
граммы, применяют также нормальную золотниковую диаграмму, которая
строится следующим образом (рис. 39). Внутри окружности с диаметром BE,
представляющей собой окружность вращения кривошипа, проводят меньшую
56
окружность радиусом От, представляющим собою в другом, для ясности боль-
шем, масштабе эксцентриситет эксцентрика г. Если провести диаметр MN под
углом 8 к вертикали ZZ' и второй диаметр PQ, перпендикулярный к MN, то
легко доказать, что для любого положения кривошипа ОК нормаль (перпен-
дикуляр) Kt,опущенная из конца радиуса малой окружности к на диаметр PQ,
выражает сдвиг золотника от среднего положения х.
Рассмотрим произвольное положение кривошипа ОК. при повороте его
от мертвой точки на угол КОВ — а. Из треугольника ОкР.
Kt = Ок cos Z МОК
или
Kt = Ок cos [90° — (a -J- 8)] = г sin (a -J- 8).
Значит, действительно нормаль Kt — х, и это справедливо для любого
угла а.
Если провести линии ас и df параллельно диаметру PQ на расстояниях
е и / от него, то очевидно, что положения кривошипа ОА и ОС, у которых х = е,
будут соответствовать моментам начала и конца впуска, а положения OD и OF,
у которых х = —i, моментам начала и конца выпуска (из левой полости).
Очевидно также, что отрезок нормали
кк0 = Kt — Kot — х — е
представляет собой величину открытия канала при положении кривошипа
ОК- Отрезки bb0 = ve и ее0 = выражают, линейные предварения впуска и
выпуска.
На рис. 39 построена диаграм-
ма для золотника без перебега,
у которого с = 0 и
г = е + а,
т. е.
От = Ота + mom,
и, значит, отрезок тот представ-
ляет собой полную ширину кана-
ла а. При выпуске перебег все-
таки будет, и величина его:
пп^ = г— i — а — е — i.
Рис. 40. Построение индикаторной диаграммы
по золотниковой.
§ 21. СВЯЗЬ ЗОЛОТНИКОВОЙ
ДИАГРАММЫ С ИНДИКАТОРНОЙ
По золотниковой диаграмме,
построенной по элементам золотни-
ка (г, о, е, i), снятым с натуры, мож-
но построить теоретическую инди-
каторную диаграмму. В практике
к такому построению прибегают
при монтаже машины или при вне-
сении изменений в органы паро-
распределения для того, чтобы за-
ранее знать, какой будет индика-
торная диаграмма, каковы будут мощность и расход пара и т. д. Пример
такого построения показан на рис. 40.
Длину BE — диаметр большей окружности принимают за длину индика-
торной диаграммы, т. е. за рабочий объем цилиндра. Отрезок Vo, соответствую-
щий объему вредного пространства цилиндра в том же масштабе, откладывают
влево от точки В. Давления впуска рг и выпуска ра должны быть известны, и
57
это позволяет, выбрав масштаб давлений, найти мертвые точки В1 и Ех инди-
каторной диаграммы.
Линин впуска и выпуска ElFl проводят как горизонтальные прямые
до пересечения с перпендикулярами, опущенными из точек С п Г круговой
диаграммы. Линии расширения и сжатия Fj/lj строят из полюса О'
по закону pVh = const. 1 la эти линии сносят точки D, и Л, с круговой диаграм-
мы и затем соединяют их наклонными прямыми с мертвыми точками Ех и
§ 25. К1ПЯПНЕ КОНЕЧНОЙ ДЛИНЫ ШАТУНА
Ло енх пор при построении золотниковых диаграмм принималось, что
перемещения поршня соответствуют проекциям перемещений центра пальца
кривошипа на горизонтальную ось. Такое движение поршень имел бы при
шатуне бесконечно большой длины. При шатуне конечной длины, которая
Рис. 41. Поправка на конечную длину шатуна.
обычно бывает L. = (1 — б) R, необходимо ввести поправку на конечную длину
шатуна (см. рис. 3, стр. I I). В самом деле, при длине шатуна L (рис. 41) и пово-
роте кривошипа на угол а от мертвого положения поршень пройдет путь:
у = CCt = ЛЕ = ЛЕ> + 1)Е = К(Д— cosa) + X. (25,1)
Дуга НЕ проведена радиусом, равным длине шатуна L. Величина AD
представляет путь, который был бы пройден поршнем при бесконечно длинном
шатуне, a DE — поправку на конечную длину шатуна
X = DE = CtE — C\D = L — Lcos{i= L (1 — cos?). (a)
Величину cos ? можно найти из уравнения:
cos2? = 1 —sin®p= ------ysin2 —'-sin1?.
Пренебрегая величиной Ц- sin1?, как очень малой, получаем:
cos р = I—g-sin2? (б)
и по уравнению (а), заменяя cos? значением из уравнения (б), получим:
X = DE = L р — 1 -J- -у sin2 = /у J. sin2 '1.
Из тречч одышка С^ЗО
~R = L_
Sin ,1 Sill з *
откуда
sin2 3 = -^sin2a
и, следовательно,
к = DE = sin2 a. (25,2)
Подставляя это значение в уравнение движения поршня (25,1). получаем:
у и R (I — cos а) + sin’ а. (25,3)
Поправка на конечную длину шатуна 1 всегда откладывается вправо,
т.е. в сторону от цилинтра к валу. Поэтому для прямого хода поршня (вправо)
надо прибавлять. а для обратного хода вычитать величину этой поправки.
Для того чтобы учесть поправку на конечную длину шатуна а, при построе-
нии индикаторной диаграммы по золотниковой (рис. 40) следовало бы все
точки круговой диаграммы сносить на индикаторную диаграмму не вертикаль-
ными прямыми .1 IСС| и т д., а сначала по дуге, например СС. проведенной
радиусом, равным длине шатуна, на диаметр НС. а затем но вертикали С Ct .
Поправка С,С|. как видно из чертежа, получается ощутимой и прене-
брегать ею не следует. Однако перенос точек с окружности на диаметр НЕ
тю дугам трудно выполнить достаточно точно, в особенности для точек, лежа-
щих близко к диаметру НЕ (точки Л или D). I lain соотечественник проф.
Ф. А. Брике предложил более простой и точный стюсоб учета поправки на
конечную длину шатуна.
Этот способ состоит в том. что после построения золотниковой диаграммы
внутри окружности тп, проведенной из центра О. окружность поршневого
кривошипа проводят (рис. 40) не из того же центра О. а из центра О,, причем:
/Vi R* \ R . ... .
АМанс “ "2£ 4 "I *<• ’• Ь
где /( — длина индикаторной диеграммы.
При этом центр золотниковой диаграммы О всегда должен быть располо-
жен вправо (в сторону вала), а центр окруж|юстн поршневого кривошипа О,
влево (в сторону цилиндра).
11а эту окружность и переносят все характерные точки Ла, Z)o. Са. 1\, Ео, Ft,
которые затем вертикальными линиями сносят на индикаторную диаграмму.
Задания еамоепюмгме.чмою «ыно.о<гмня
I. Определить поправку иа конечную длину шатуна для паровой машины, у которой
ход поршня 460 мм. длина шатуна 112з мм. дм углов поворота поршневого кривошипа
/л
30е. 60е. 120е, 150е. 225е, 300е. От».: Ип»о - 23.5 »1п‘э ял.
2. Но данным предыдущего задания определить, i ри каком угле поворота поршневого
кривошипа поршень будет заннм г. среднее по. ожен нс От». Пор тень занимает среднее
положен нс в цилиндре при а — 84 8*.
3. Пост|>о||ть нормальную золотниковую диаграмму для парораспределения, у кото-
рой экс11С1ГТрнС1гтет эксцентрика 60 мм. угод опережения 30е. наружная перекрыта 24яя.
внутренняя перекрыта 20 мм, перебег золотинка при впуске 2,5 мм. 11о построенной талотни-
копой диаграмме определить величины лнпейвых предварений впуска и вып)ска и перебег
золотника при выпуске. От».: о, « 6 яя: :< — 10 мм. с’ “ 13.5 мм
| X. ОППДЬ'ПИИТ ГДЗМРГОП ЗОЛОТНИКА
При проектировании машины начинают с построения теоретической инди-
каторной диаграммы, по которой затем строят золотниковую диаграмму, и во
ней определяют основные размеры золотника.
Золотниковую диаграмму строят по индикаторной в порядке, обратном
писанному при построении индикаторной диаграммы по золотниковой (рис. 10),
но при этом построении возникают некоторые дополнительна затруднения.
Пример такого построения приведен па рис. -12. на котором построены
ермальные золотинковые диаграммы обеих полостей.
Первоначально были гюстросны совершенно симметричные индикаторные
".и?граммы левой A'HCD'EF' и правой A’F.CD’HF’ полостей, все точки
оторых были снесены вертикалями на большие окружности днаграмм НЕ. опн-
санные из центров 0г. Все эти точки были соединены центрами О, снесенными
вправо (в сторону вала) от центров на расстояния 00, = Хмакс, подсчитан-
ные по Бриксу по формуле (24,4)- Из этих центров О проведены малые окруж-
ности, диаметр которых be представляет собой ход золотника в неизвестном
пока масштабе, т. е. выбран произвольно.
Полученные таким образом точки а'с', ас", d'f и d”f" попарно соединены
хордами (пунктирные). Далее следовало провести диаметры Л4Л;, перпендику-
лярные к этим хордам, и, таким образом, определить угол опережения эксцен-
трика 8. Однако при этом и возникло затруднение — хорды оказались непа-
раллельными между собой. Поэтому предварительно пришлось гяяправить
Рис. 42. Построение золотниковой диаграммы по индикаторной.
хорды, обеспечив их параллельность за счет некоторого смещения точек
a',d',a" и d", что вызвало соответственные изменения и точек индикатор-
ных диаграмм. Окончательные точки At и Di оказались немного позднее,
а точки At и Di несколько раньше, чем первоначально намеченные.
Из этого виден недостаток простого золотника — связанность фаз паро-
распределения. Это значит, что с помощью простого золотника не всегда удается
осуществить желаемую индикаторную диаграмму. При смещениях точек всегда
желательно не изменять точек F — начала сжатия и особенно точек С — конца
впуска, так как изменения их сильнее искажают индикаторную диаграмму,
чем смещение точек А и D.
Проведя диаметры MN, определяют угол опережения эксцентрика 8,
а проведя диаметры PQ (перпендикулярно к MN), находят перскрыши золот-
ника е’, i' ,е” и Г'втомже неизвестном пока масштабе. Важно отметить, что по
полостям перекрыши оказались неодинаковыми, и это является следствием
конечной длины шатуна, так как, если бы центры О и Oj совпадали, то и зо-
лотниковые диаграммы обеих полостей были бы тождественными.
В левой полости золотник принят без перебега при впуске, и,
значит, отрезок ам = тт0 выражает в том же, неизвестном пока, масштабе
60
ширину канала. Отложив этот размер от точек т0 и п0. находят перебег золот-
ника при выпуске п при впуске в правую полость.
Основные размеры элементов золотникового парораспределения а, е', е",
i', i", с и с' можно было бы считать найденными, если бы был известен ма-
сштаб построенной диаграммы.
Для определения действительной величины размеров парораспределения
находят натуральную ширину паровпускного окна а. Впускной канал на
зеркале имеет прямоугольное сечение с высотою Л. Необходимо, чтобы через
это сечеиис проходил объем пара, заполняющий объем, освобождаемый в ци-
линдре движущимся поршнем. Если <?„ средняя скорость поршня в м/сек, а
w—условная скорость пара в канале в м/сек, то объем пара, проходящий
через окно в зеркале в одну секунду, будет пйш. а равный ему объем, освобо-
ждаемый поршнем в цилиндре при площади поршня F, будет Fcn н, следовательно,
«йх = Fcm. Высоту окна Л выбирают в зависимости от диаметра цилиндра D
из условия й — Dk, принимая к = (0,65 4- 0,85). Тогда ширина окна:
a = —. (26,1)
4к а и> ' ’ 1
При проектировании парораспределения скорость пара w принимают при
насыщенном паре 25 4- 40 м/сек; при перегретом парс скорости принимаются
на 20—25% выше, чем при насыщенном.
Если найдена действительная ширина капала и, то можно определить
масштаб золотниковой диаграммы, т. е. отношение размеров па диаграмме к
действительным. .Масштаб диаграммы
m=±L = l:-^-, (26,2)
а “я
где: ам— размеры окна на диаграмме;
и — действительные размеры окна.
Толщина перегородки b (рнс. 28) определяется по уравнению
b = 0,5 а + (10 -т- 15) леи. (26,3)
Ширина выпускного окна <т0 выбирается с таким расчетом, чтобы при наи-
большем сдвиге золотинка оно оставалось открытым на величину, не мепыную
чем ширина впускного окна а. Это условие выражается уравнением
а© >»+/• + а — Ь. (26,4)
Длина золотинка в случае перебега с" в левой и с’ в правой полостях
получится:
I = а0 + 2(Ь + г) - (с' + с"). (26,5)
Длина золотникового зеркала делается такой, чтобы в крайних положе-
ниях золотник свисал с зеркала на 5—10 льн и, следовательно,
L = I + 2г — (10 4- 20) мм. (26,6)
При цилиндрических золотниках длина капала во втулке рассчитывается
по формуле
й = (0,67 4- 0,75) 'd ==(2,14- 2,4) d = (0,85 4- 1,60) D, (26,7)
где d — диаметр золотниковой втулки, принимаемый в зависимости от диаметра
цилиндра D:
d =(0,4 4- 0,7) D. (26,8)
Пример С. Определить размеры коробчатого золотника с перекрышами для ма-
шины, у которой диаметр цилиндра 450 ход поршня С00 мм. Машина работает насыщен-
ным паром и делает 140 об/мин. Для этой машины по индикаторной диаграмме построена
золотниковая. На золотниковой диаграмме получилось (индекс м указывает, что размер
взят в масштабе диаграммы): гм = 40 мм; ач + = 22 нле <*м = 18 .чм; <м — 15 мм;
;-ем = 6 л.«; viM = 8 мм. Перебег золотника нриият с =- 0,1а и значит <ы — 2 мм и au =
— 20 мм.
61
Решен и е. 1. Определяем действительную ширину канала а. Для этого находим
среднюю скорость поршня:
Задаемся скоростью пара в канале ш = 33 м/сек, тогда по (26,1)
сда 2,8
а = D---= 450 = 36 мм.
w м
2. Определяем масштаб золотниковой диаграммы (по 26,2)
ам 20 1
т = — = луд = г •
а 36 1,8
3. Определяем остальные размеры парораспределения. Умножая соответствующие
величины, взятые с золотниковой диаграммы, на 1,8, находим (пренебрегая косвенны:.! слия-
нием шатуна, принимаем размеры золотника для обеих полостей одинаковыми):
г = 40 х 1,8 = 72 мм, i = 15 х 1,8 = 27 мм,
е = 18 х 1,8 = 32,4 мм ve = 6 х 1,8 = 10,8 мм,
с = 72 — (36 + 32,4) = 3,6 мм, Vi = 8 х 1,8 = 14,4 мм.
Значения ширины выпускного окна а0, толщины перегородки Ь, длины золотника I и
длины золотникового зеркала L определяем по соответствующим формулам:
Ь = 0,5 а + 10 = 18 + 10 = 28 мм,
аа — i + г + а — 6 = 27 4- 72 + 36 — 28 — 107 мм,
I = ас+ 2 (б + г — с) = 107 + 2 (28 + 72 — 3,6) = 299,8 =е. 300 мм,
L = I + 2 г — 14 == 300 + 2x72 — 14 = 430 мм.
Величину угла опережения можно определить непосредственным измерением, ио точ-
нее можно вычислить его значение по формуле (20,3) при а == 0, когда х = е 4- vK.
Тогда
с 4- ve = г sin 3,
откуда
. е 4- ve 32,4 4- 10,8 . с
sin о = -I—. = = 0,6.
По таблицам натуральных тригонометрических величии находим:
В = 36” 57' 37°.
При определении размеров цилиндрических золотников с внутренним впуском золот-
никовые диаграммы строятся так же, как и для золотников с наружным впуском пара. При
вычерчивании таких золотников значения е откладываются от внутренней кромки золотника,
а значения I—от внешней кромки.
Задания для самостоятельного выполнения
1. Определить размеры цилиндрического золотника для машины, работающей перегре-
тым паром. Диаметр цилиндра машины 350 мм, ход поршня 410 мм. Число оборотов вала
п = 200 об/мии. На построенной для этой машины золотниковой диаграмме получено
гм = 50,н,и; тт0 — ам 4- См = 27 мм; см = 23 мм; /м = 18 мм; щ-м = 8 мм; viM = 13 мм.
Расчет произвести как для случая без перебега золотника, так и для перебега золотника при
впуске с=0,08а. Скорость пара в канале принять кж-ДО м/сек. Отв.; а=19,1л«.и, о=38°25',
масштаб диаграммы для золотника без перебега т = 1 : 0,701; для золотника с пере-
бегом т — 1 : 0,764.
2. По данным примера 6 построить золотниковую и индикаторную диаграммы машины,
принимая коэфициент вредного пространства 0,12, давление впуска 13 ати и давление вы-
пуска 0,3 ати. По индикаторной диаграмме определить среднее индикаторное давление и
мощность машины в л. с.
3. На индикаторной диаграмме при длине ее 100 мм получилось предварение впуска
Vim = блгя; впуск Vu = 55 мм; предварение выпуска УпЫп = 7 мм. Построить по этим дан-
ным золотниковую диаграмму, если ход поршня 440 мм, длина шатуна 1200 мм. перебег
золотника при впуске с = 0 (построение сделать для левой полости с поправкой на конеч-
ную длину шатуна). По золотниковой диаграмме определить степень сжатия.
4. По результатам расчетов задания 1 начертить разрез золотниковой вт; ли и золот-
ника в масштабе 1:2.
5. По результатам примера 6 начертить в масштабе 1 : 2 разрез зо.'югнйп ч.ого зеркала
и золотника, отметить на зеркале крайние положения золотника. Затем акщ. ж'.тио разрезать
чертеж по линии поверхности золотникового зеркала, отделить зол о: ник и. перемещая его
по лнии.ч поверхности золотникового стола, проследить весь процесс парораспределения.
62
s 27. КЛАПАННОЕ П \РОГ ШТРЕДЕЛЕППЕ. КЛЛПА1ПЛ
Золотниковое парораспределение, как было разобрано выше, имеет ряд
недостатков.
Клапанное парораспределение хотя и несколько сложнее золотникового,
но почти не имеет его недостатков.
При клапанном парораспределении в цилиндре имеются четыре пути для
пара и четыре клапана, что ведет к уменьшению начальной конденсации пара,
фазы при прямом и обратном ходе поршня могут быть отрегулированы, неза-
висимо дру г от друга, благодаря чему
легче выравнять степени наполнения
и точно выполнить индикаторную ди-
аграмму. Вес клапанов небольшой,
они уравновешены, и усилие на при-
ведение их в движение меньше, чем
для золотников. Каналы закрываются
клапанами быстро, что уменьшает
мятие пара в конце впуска. Поэтому
клапанное парораспределение в на-
стоящее время является наиболее
распространенным у стационарных рцс.43. Схема клапанного парораспределения,
машин.
Расположение клапанов на цилиндре машины видно из рис. 43. По краям
цилиндра имеются четыре клапанных коробки: 1\\4 — сверху, 5 и 8—снизу.
В верхних коробках находятся клапаны 2 и 3 для впуска
'1 пара, а в нижних — клапаны 6 и 7 для выпуска. Клапа-
ны попеременно поднимаются и опускаются специальным
механизмом, получающим движение от распределитель-
Рис. 44. Тарельчатый-
одиоседельный клапан.
Рнс. 45. Двухссдель-
ный клапан.
меров, а трущиеся
ного вала, расположенного параллельно осн цилиндра.
Распределительный вал связан с коренным конической
зубчатой передачей при передаточном числе 1 : 1, н
поэтому число оборотов распределительного вала такое
же, как и у коренного. Иногда клапаны ставятся на
крышках цилиндра. Это выгодно тем, что уменьшается
объем вредных пространств, и крышки обогреваются
паром, но вся конструкция значительно усложняется,
так как нельзя снять крышки и вынуть поршень, ие
разбирая приводной механизм клапаноь и пароподводя-
щие трубы к ним.
В зависимости от числа опорных поверхностей кла-
паны бывают тарельчатыс-односсдсльные (рнс. -14) и
мпогоссделы1ыс. Тарсльчатый-одпоссдельный клапан
имеет простую конструкцию, дает хорошую плотность
запирания и почти не деформируется под действием
высоких температур, ио обладает существенным недо-
статком: он не. уравновешен, так как на клапан сверху
действует давление острого пара, не уравновешиваемое
давлением на клапан снизу. Для подъема такого клапана
приходится затрачивать большое усилие, и внешние орга-
ны парораспределения получаются значительных раз-
нх части сильно изнашЩзаются.
Многоседельные клапаны бывают двух- и редко четырехседсльпыс. Много-
седельные клапаны почти разгружены, и так как при открытом клапане пар
протекает как снаружи, так и внутри клапана, необходимая высота его подъема
меньше, чем односедельного.
Внешний вид двухседельного клапана показан на рис. 45. На рис. 46
дан разрез такого клапана в закрытом (а) и открытом (6) положении. Клапан J
63
представляет собою полое тело вращения, соединенное ребрами 2 со втулкой
4, в которой укреплен шток 3. Клапан помещается в клапанной коробке и
опирается на две кольцевые поверхности. Опорные поверхности клапана лучше
делать во вставных гнездах, а не в отливке цилиндра, так как при вставных
гнездах размеры их можно подобрать так, чтобы при нагревании удлинение
клапанов и гнезд было одинаковым. В этом случае возможна притирка клапа-
нов в холодном состоянии. Если же опорные поверхности клапана образованы
в отливке цилиндра, то притирку клапана к опорным поверхностям надо произ-
водить в горячем состоянии, так как при нагревании высота клапана увели-
чивается в большей степени, чем клапанной коробки, составляющей одно це юе
с массивным цилиндром.
Кроме того, вставные гнезда позволяют вынуть их во время ремонта для
проверки, а при необходимости и заменить новыми.
Рис. 46. Впуск пара двухседельным клапаном.
Опорные поверхности могут делаться горизонтальными или наклонными —
коническими. Клапаны отливаются из чугуна с толщиной стенки о = 5 4- Юлии.
Ширина кольцевых опорных поверхностей s = 2 д- 4 мм. Диаметр штока
(шпинделя) клапана Д = 10 4- 25 мм. Ребра, соединяющие тело клапана со
втулкой, обычно располагаются тангенциально (рис. 45),с целью уменьшения
тепловых деформаций.
Диаметр клапана рассчитывается из условия пропуска через сечение,
закрываемое клапаном, всего пара, заполняющего пространство, к порой
освобождается в цилиндре движущимся поршнем. Если f см2 — площадь сече-
ния канала, необходимая для прохода пара, F см2,— площадь поршня, w м/сек—
условная скорость пара в канале, ст м/сек— средняя скорость поршня, то
fw = Fcm, (а)
откуда
(б)
С другой стороны, при диаметре клапана d см
f^^^-см2, (27,1)
где <р — коэфициент сужения канала ребрами и телом клапана, принимаемый
от 0,6 до 0,8.
Тогда при диаметре поршня D см по уравнениям (б) и (27,1)
Величина нормального подъема клапана определяется исходя из того, что
боковая поверхность цилиндрической щели, открываемой клапаном, пропус-
64
кает то же количество пара, что и сечение, перпендикулярное к оси клапана.
Тогда при количестве опорных поверхностей i и угле их наклона а
f = ~dhi cos а = <р ,
откуда
'=ягаг.-<т&- <2Т.З>
Для горизонтальных опорных поверхностен
а = 0; cos а = 1
и, следовательно,
Л = -1г- (27,4)
Анализ формул (27,3) и (27,4) показывает, что с увеличением числа опор-
ных поверхностей высота подъема клапана уменьшается, а это выгодно отра-
жается на конструкции внешних органов парораспределения. Так, для одно-
седельного клапана при а = 0 ф = I i = 1
а для двухседельного при а =0 <р = 0,G5, i = 2
. 0,6М I .
Л = Т7Тя=ТГ£/-
Задание О.т самостомтс.пгною выполнении
I. Определить размеры паровпускного клапана для машины, у которой средняя ско-
рость поршня 3,5 м/сек, диаметр поршня 400 мм. Скорость пара в канале 40 м/сек. Клапан
двухопорный с горизонтальными опорными поверхностями. Коэфициент сужения принять
равным 0,75. Отв.: d — 137 .ч.ч: Л •= 12,6 .ч.ч.
§ 2s. h.IVIIUIHOE ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЕ С 11РШ15 ДП1 i-ll.Hl.BIH
МЕХАНИЗМАМИ
Рис. 47. Парораспреде-
лительный механизм
с кулачкой шайбой.
Внешние органы клапанного парораспределения — механизмы, приводя-
щие клапаны в движение, делятся на механизмы принудительные и расцен-
пыс. Расценныс механизмы называют также механизмами
со свободной посадкой клапана.
В принудительных механизмах клапан все время свя-
зан с приводным механизмом. Расисшюй механизм про-
изводит только подъем клапана, а опускание его про-
исходит под действием пружин и сил тяжести. Прину-
дительные механизмы дают более падежное закрытие
канала, меньший износ опорных поверхностей и допус-
кают большее число оборотов, чем расценныс. Однако
при принудительных механизмах скорость посадки кла-
пана меньше и, следовательно, мятис пара при этом
больше. Расцспные механизмы пригодны только для ма-
шин с числом оборотов не более 150. Выпускные клапаны
всегда имеют принудительный механизм.
Механизмы с принудительной посадкой могут быть:
с кулачной шайбой, с катящимся рычагом и с качаю-
щимся кулаком.
В механизмах с кулачной шайбой (рис. 47) рычаг 4 имеет постоянную точку
опоры 5. Свободный конец рычага ВС связан со штоком 7 клапана 6 так.
чтобы, поворачиваясь около своей оси В. он нс препятствовал штоку двигаться
прямолинейно. При вращении распределительного вала вместе с ним вращается
кулак 1, который, нажимая на ролик 2, заставляет тягу 3 подняться, а кла-
пан 6 открыть канал для выпуска пара, двигаясь вниз и сжимая пружину 3.
Профиль кулачной шайбы должен соответствовать следующим условиям:
5 ПН
65
1) создавать по возможности безударное вступление ролика 2 на конце
тяги на выступ кулачной шайбы; поэтому механизмы с кулачной шайбой не-
применимы для быстроходных машин;
2) обеспечивать своевременный подъем и опускание клапана, согласно
выбранной продолжительности фаз парораспределения.
Рис. 48. Кулачная гиайба.
Рис. 49. Парораспреде-
лительный механизм
с катящимся рычагом.
Профилирование кулачных шайб производится следующим образом
(рис. 48). Радиусом г2, выбираемым из конструктивных соображений, описы-
вается окружность из центра О, и наносятся положения кривошипа в момент
начала предварения выпуска — OD и в момент начала сжатия — OF. Углом
DOF = д определяется положение точек d и f на профиле шайбы. При высоте
подъема клапана h и отношении плеч
рычага (рис. 47)
Рис. 50. Парораспределительный меха-
низм с качающимся кулаком.
гг — г., mh,
где г( — радиус, которым вычерчивается
профиль кулачной шайбы по дуге пп1.
Через точки с/ и f из центров С проводят
дуги dm и //?/, радиусом на 5—10 мм
большим, чем радиус ролика, ко-
торый обычно принимают равным
25 4- 40 мм. Переходные кривые inn и
т1п1 вычерчивают радиусом 3-6-5 мм.
Механизм с катящимся рычагом
(рис. 49) отличается от предыдущего,
во-первых, наличием па распределитель-
ном валу эксцентрика 1, вместо кулака,
а также тем, что криволинейный ры-
чаг 3, шарнирно соединенный со штоком 6
клапана 7, не имеет постоянной точки
опоры, а перекатывается во время своего
движения по подушке 4, профиль которой имеет слегка криволинейное очерта-
ние. Благодаря такой конструкции отношение плеч рычага непрерывно изме-
няется, и начало подъема и конец посадки клапана происходят при малых
серостях. Этим достигается уменьшение силы удара при гы .-едко клапана
пружиной 5, что предохраняет как клапан, так и его гнездо с: быстрого из-
носа. Этв важно для быстроходных машин, хотя при этг: '..с с кальке) увели-
чили? с. пара в начале и в конце впщ иредвареиня
66
впуска механизм устраивается так, что при мертвых положениях кривошипа
клапан уже приподнят на 1—1,5 мм.
Механизмы с качающимся кулаком (рис, 50) отличаются от предыдущих
тем, что эксцентриковая тяга 6 качает кулак 9 (на рисунке показан механизм
выпускного клапана). Эксцентрик 5, насаженный на распределительный вал,
вращаясь против часовой стрелки тягой 6, связанной шарнирно в точке 8 с
качающимся кулаком 9, поворачивает его вокруг валика 7 и отклоняет влево.
Ролик 10, катясь по фигурной поверхности кулака, поворачивает рычаг 11
против часовой стрелки. Правый конец этого рычага поднимается вверх и через
сухарь 2 воздействует на шток3 клапана 4, поднимая их и сжимая пружину 1.
Эксцентрик впускного клапана, имеющего аналогичный механизм, под
воздействием регулятора может перемещаться на распределительном валу.
При этом благодаря изменению эксцентриситета эксцентрика будет изменяться
продолжительность открытия канала при постоянной высоте подъема клапана.
Это выгодно отличает механизмы с качающимся кулаком от механизмов с катя-
щимся рычагом, у которых при больших степенях наполнения увеличивается
подъем клапана и приходится ставить сильную пружину.
§ 29. КЛАПАННОЕ ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЕ С РАСЦЕПНЫМ МЕХАНИЗМОМ
Рис. 51. Расцепной парораспреде-
лительный механизм.
Расцепные механизмы управляют лишь подъемом клапана, а посадка
клапана производится свободно, под действием сил тяжести и пружины. Схема
такого механизма изображена на рис. 51.
На распределительном валу 11 жестко насажен эксцентрик 12, передаю-
щий тягою 10 движение валику 7, с которым шарнирно соединен качающийся
вокруг точки 5 рычаг 6. К этому же валику 7
подвешена активная зацепка или собачка 9.
Активная зацепка пружиною 8 постоянно
отжимается от эксцентриковой тяги и своим
выступом нажимает на рычаг 3, вращающийся
вокруг неподвижной опоры 2. При движении
валика 7 вниз активная зацепка 9 тоже опус-
кается вниз, нажимает на рычаг 3, называемый
пассивной зацепкой, и производит подъем
штока 4 и клапана 1. При этом хвостовик
активной зацепки набегает на закрепленный
в определенном положении отсечный кулак 14
и отклоняется влево. В результате этого в не-
который момент выступ активной зацепки
соскакивает с пассивной зацепки, происходит
их расцепление, и клапан под действием
своего веса и силы . пружины садится на
место. При дальнейшем вращении эксцентри-
ка тяга 10 и валик 7 начнут двигаться вверх,
активная зацепка снова заскочит своим выступом за пассивную зацепку, и
связь между клапаном и механизмом восстановится. Положение отсечного
кулака 14 устанавливается регулятором, воздействующим на рычаг 13.
Для уменьшения удара клапана об опорные поверхности к штоку клапана
присоединяется буферное приспособление, замедляющее посадку.
При расцепном механизме начало впуска всегда происходит в один и тот же
момент, независимо от положения отсечного кулака.
Клапанное парораспределение у вертикальных машин несколько услож-
няет их конструкцию, и поэтому для вертикальных машин чаще применяют
золотниковое парораспределение.
К недостаткам клапанного парораспределения надо отнести сравнитель-
но сложную конструкцию с большим количеством деталей, требующую тща-
тельного надзора. У вертикальных машин становится затруднительным приме-
нение больших чисел оборотов и усложняется конструкция клапанного привода.
67
§ 30. ДРУГИЕ ВИДЫ ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
Крановое парораспределение было первым, примененным в машинах с
четырьмя путями для пара. Схема кранового парораспределения изображена
на рис. 52.
На цилиндре установлены впускные крапы 2 и 4 и выпускные 1 и 5. Привод
крапов осуществляется от эксцентрика 7, соединенного тягой 6 с распредели-
тельным диском 3. В различных точках распределительного диска к нему
присоединены тяги отдельных кранов, которыми поворачиваются краны при
открытии и закрытии паровых каналов.
Положительной стороной кранового парораспределения является простая
и дешевая конструкция, по крановое парораспределение совершенно непри-
годно для перегретого пара и пара высокого давления. Поэтому сейчас машины
с крановым парораспределением не строятся.
Рис. 52. Крановое 11:ipop;><_ 11pccio.'iыi!ic.
В прямоточных паровых машинах, как указывалось выше, парораспреде-
ление выпуска управляется поршнем. Окна для выпуска делаются прямоуголь-
ные, ромбические или круглые. В этих машинах впуск пара производится
клапанами, расположенными па крышке цилиндра.
Стремление уменьшить степень сжатия, длину цилиндра и поршня, которые
у прямоточных машин обычно велики, привело к появлению прямоточных
маншч с окнами, выпуск из которых управляется не только поршнем, по и
специальными клапанами или золотппкагш, в определенные моменты закры-
вающими выпускной капал.
§ 31. РЕВЕРСИВНЫЕ УСТРОЙСТВА
В некоторых паровых машинах необходимо реверсирование, т. е. изменение
направления вращения вала. К таким машинам относятся паровозные и паро-
ходные машины, машины шахтных подъемников, прокатных станов и т. и.
Рис. 53. Реверсивный золотник.
Ход назад
Реверсирование может осуществляться реверсивными золг.т..;::.;;ми н кулис-
ными механизмами.
Реверсивный золотник, применяемый у небольших зсп гательиых ма-
шин, дает постоянное стопроцентное наполнение, так как не имеет перекрыш.
68
Устройство реверсивного золотинка показано на рис. 53. На полуцилипдрг-
ческом зеркале помещается полукруглый золотник, состоящий как бы из
двух золотников, одного а — с внешним внуском, другого b — с внутренним.
Поворачивая такой золотник около его оси, можно производить внешний впуск
пара, что будет соответствовать ходу вперед, или внутренний — ходу назад.
При левом крайнем положении золотника, как указано па рисунке, золотник а
производил бы впуск пара в правую полость цилиндра и выпуск из левой, н
поршень двигался бы влево. 11о если, повернув шток с, поставить против
каналов d золотник Ь, то впуск будет происходить в левую, а выпуск из правой
полости, и поршень начнет двигаться вправо.
Кулисные механизмы позволяют не только реверсировать паровую ма-
шину, но и работать с переменными степенями наполнения.
Рас. 54. Реверсирование паровоЛ машины.
В кулисном механизме изменение направления вращения достигается
изменением положения эксцентриситета эксцентрика относительно главного
кривошипа. Если при положении главного кривошипа 013 (рис. 54) эксцентри-
ситет эксцентрика при ходе вперед и вращении по часовой стрелке занимает
положение ОАг, то при положении эксцентриситета 0А2 машина будет иметь
задний ход.
При мертвом положении кривошипа ОВ золотник сдвинут от своего сред-
него положения на величину х0 = е + vt и открывает канал на величину
Независимо от направления вращения вала, поршень, выходя пз левого мерт-
вого положения, будет двигаться вправо, но при этом и золотник тоже должен
двигаться вправо, чтобы открывать канал для впуска пара, который только
начался. Поэтому, если заклинить эксцентрик под углом 90° + о к криво-
шипу в положении О/1х. то вал будет вращаться по часовой стрелке, а если
под тем же углом в положении О/1г, то в противоположную сторону, так как в
обоих случаях центр эксцентрика, определяющий направление движения
золотника, смещается вправо.
Существующие кулисные механизмы можно разделить на две группы.
Кулисные механизмы первой группы имеют два эксцентрика (рис. 55), эксцент-
рик переднего хода 2 и эксцентрик заднего хода 1 с одинаковыми эксцентриси-
тетами и одинаковыми углами опережения о. От эксцентриков идут тяги 3 и 4
к кулисе 11, представляющей собою дугу, в пазу которой находится камень 8,
связанный с золотниковым штоком 9. Кулиса в точке 10 с помощью тяги 7
подвешена к рычагу 6, поворачивая который при помощи тяги 5, можно под-
нимать или опускать кулису. При переднем ходе (рис. 55, а) кулиса опущена,
находится в нижнем положении, и золотник получает движение только от
эксцентрика переднего хода 2. При заднем ходе кулиса поднята, находится в
верхнем положении (рис. 55, б), и золотник получает движение только от экс-
центрика заднего хода 1. При промежуточных положениях кулисы на движение
69
золотника оказывают влияние оба эксцентрика, и ход золотника, а значит, и
степень наполнения, уменьшаются. При среднем положении кулисы степень
наполнения очень мала, открытие канала происходит только па величину ли-
нейного предварения впуска, и машина останавливается.
Основной недостаток двухэксцентриковых кулисных механизмов — боль-
шая работа трения на двух эксцентриках и сложная конструкция, и потому
эти механизмы вытесняются одноэксцентриковыми механизмами.
Рис. 55. Двухэксцентриконый кулисный механизм.
В таких кулисных механизмах имеется только один эксцентрик, а иногда
и его заменяют так называемым контркривошипом, имеющим малую работу
трения.
Схема одноэксцентрикового кулисного механизма показана па рис. 56.
На валу О насаживается эксцентрик ОА или на конце пальца кривошипа /<
укрепляется контркривошип КА, связанный эксцентриковой тягой АВ с
концом кулисы DB, качающейся вокруг неподвижной точки С. Получающийся
при этом эксцентриситет АО = г образует с главным кривошипом 7? угол
90°. Сама кулиса представляет собой дугу круга, описанную радиусом, равным
длине кулисной тяги ТЕ. В кулисе находится камень Т, который с по?ч щыо
тяги LM и рычага MN может быть установлен в любой части кулисы. С другой
стороны камень кулисной тягой ТЕ связан с качающимся рычаге”. FG, назы-
ваемым маятником. Нижняя точка маятника G серьгой GS связана с одной из
гоззратно-поступатсльно движущихся частей машины (крейцкопфом). Верхним
концом маятник шарнирно связан со штоком золотника ЕН.
При вращении вала конец золотникового штока F пс.туч..ет с южное дви-
жение, со с ж,-льющееся из качательного движения маятника FG относительно
70
точки Е и качательного движения самой точки Е, приводимой в движение
от эксцентриситета О А через систему тяг АВ и ТЕ.
Размах качания точки. Е зависит от положения камня Т на кулисе BD,
которое может изменяться путем поворота рычага MN. Движение точки Е
прекратится, если передвинуть камень Т в точку С, относительно которой
качается кулиса. Д-жжение точки Е изменится на противоположное, если
камень Т поднято выше точки качания кулисы С.
Рис. 56. Одпоэксцентриковый кулисный механизм.
. Изменение величины размаха колебаний точки Е меняет величину хода
золотника и позволяет применять в машине различные степени наполнения е.
Изменение направления движения точки Е на противоположное позволяет
реверсировать машину.
Кулисы одноэксцептрикового типа получили широкое распространение
на паровозах и на судах.
§ 32. СРАВНИТЕЛЬНАЯ ОЦЕНКА ПАРОРАСПРЕДЕЛИТЕЛЬНЫХ
МЕХАНИЗМОВ
Ознакомившись с тремя видами парораспределительных механизмов'—
золотниковым, клапанным и крановым, сравним их между' собою и па основе
такого сравнения установим область применения этих парораспределительных
механизмов.
1. Основным достоинством золотникового парораспределения является
очень простая конструкция, надежность в работе и несложный ремонт. Наряду
с этим, золотниковое парораспределение имеет существенные недостатки.
Как для плоских, так и для цилиндрических золотников таким недостатком
является наличие только двух путей для пара, вызывающее при насыщенном
паре значительную начальную конденсацию пара.
Фазы парораспределения (элементы индикаторной диаграммы) при золот-
никовом парораспределении связаны, так как открытие ц закрытие каналов
для впуска и выпуска осуществляется одним и тем же органом — золотником.
Поэтому если выбраны начало предварения впуска, начало расширения и
начало предварения выпуска, то получается вполне определенный конец вы-
пуска — начало сжатия. В силу этого, как уже указывалось (рис. 42), при
проектировании золотника приходится иногда изменять заданную индикатор-
ную диаграмму.
Плоские золотники не уравновешены под действием давления пара, дают
значительные пропуски и не могут работать с малыми степенями наполнения.
Двойные цилиндрические золотники и цилиндрические золотники с двойным
впуском имеют сложную конструкцию и лишают золотниковое парораспреде-
ление его главного положительного качества — простоты конструкции.
71
Золотники создают значительное мятие пара и имеют сравнительно с дру-
гими видами парораспределения большие объемы и поверхности вредного
пространства.
2. Клапанное парораспределение имеет следующие достоинства: неболь-
шие размеры и вес клапанов, почти полная уравновешенность п. д действием
давления пара, сравнительно малые потери от начальной конденсации пара
благодаря четырем путям для пара, возможность осуществлять любые степени
наполнения и сжатия, не зависящие друг от друга. Кроме того, кщ.пс.-.ы не
требуют смазки рабочей (опорной) поверхности, что особенно важно „ля вы-
соких давлений п перегрева пара.
Отрицательными сторонами клапанного парораспределения ян.,/,, iся
сравнительно сложная конструкция, требующая постоянного и более тнщ.ель-
пого надзора, усложненность механизма для вертикальных машин и сравни-
тельная тихоходпость. Число оборотов вала при расцсгшом кланашюм
парораспределении не должно превышать 150 об/мин, при принудительном —
250 об/мин или немного выше, в то время как при золотниковом парорас-
пределении легко осуществляется 500 об/мин и более, доходя в современных
быстроходных машинах даже до 1500 об/мин.
3. Крановое парораспределение дает малый объем вредного пространства
и в известной мере обладает преимуществами клапанного парораспределения,
но совершенно неприменимо при перегрс-нщ паре. Краны быстро изнашиваются
и теряют п.тотнос1Ь прилегания,
В настоящее время золотники применяются в \стати.вках исбодыпой мощ-
ности, для которых главную роль играет простота конструкции и эксплхатаиин,
например, локомобили, в особенности передвижные, в машинах о высоким чис-
лом оборотов и установках, в которых невозможен постоянный надзор за ра-
ботой и которые, работая при значительных числах оборотов, подвергаются
загрязнению, действию переменных температур н т. п., как, например, у мантии
паровозов.
Клапанное парораспределение является сейчас наиболее распространенным
парораспределением у стационарных машин средней и повышенной мощностей,
имеющих число оборотов вала до 250 в минуту.
Крановое парораспределение, в связи с указанными недостатками его,
теперь не применяется.
ГЛЛВЛ VI
ДИНАМИКА ПАРОВОЙ МАШИНЫ
§ 33. СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ В КРИВОШИПНО-ШАТУННОМ МЕХАНИЗМЕ
Для расчета деталей машины на прочность, для расчета фундамента машины
и решения других вопросов необходимо знать величину и направление сил,
действующих в кривошипно-шатунном механизме и в машине в целом.
Рис. 57. Силы, действующие в кривошипно-шагунвом чехыыыч.
В механизме машины (рис. 57) при удельном давлении пар,: р кг 'см2 на
поршень с площадью F см2 действует сила давления пара Р =- Рр. кг. Сила Р
72
передастся по штоку на валик крейцкопфа в точку А, где она раскладывается на
две: по направлению шатуна АВ — сила Зипо направлению, перпендикуляр-
ному к оси цилиндра — сила N. При отклонении шатуна от оси цилиндра на
у гол р из треугольника DAE сила
S = (33,1)
из треугольника DAK сила
N = /IDtg 3 = Ptg0. (33,2)
Сила 3 по шатуну передается па палец кривошнпа в точку В, где раскла-
дывается по направлению касательной к окружности вращения кривошипа
тангенциальная сила Т и по кривошипу по направлению к центру вала —
сила Q.
Угол FBO, как внешний угол треугольника АОВ, равен а 4- 3. Очевидно,
что и равный ему
/ BFI. = а -г
Из треугольника FBL получаем
Т = S sin (а -г ₽).
Заменяя силу 3 по уравнению (33,1), получаем окончательно
т _ Р sin(* 4- Р)
' cos? • (Об,-5)
Для выяснения действия полученных сил приложим в точке О две проти-
воположно направленные силы 3! и 32, равные и параллельные силе 3. Силу 3,
разложим по двум направлениям: по направлению кривошипа — сила Q,
и по направлению, перпендикулярному к кривошипу — сила Г,.
Силы Q и Q, равны и направлены по оси кривошипа в разные стороны.
Их действие создает усилие, сжимающее кривошип.
Силы Т и Г, равны, параллельны и направлены в противоположные сто-
роны и составляют пару сил с плечом, равным радиусу кривошипа R = ОБ.
Эта пара сил создаст момент, вращающип вал
.11 = TR.
Силу S3 тоже разложим по двум направлениям: по направлению оси ци-
линдра — сила Р2 и по направлению, перпендикулярному к оси цилиндра, —
сила W,.
Сила Р2 действует на вал и передастся иа коренной подшипник. Вместе
с силою Р„ действующей на крышку цилиндра, эта сила стремится деформи-
ровать раму машины, подвергая ее попеременному растяжению и сжатию.
Сила Л’, с силою W создают вращающий момент
.11, = АО • /V.
Под действием этого момента машина колеблется иа фундаменте и стре-
мится вращаться в сторону, обратную вращению вала, отрываясь от болтов,
укрепляющих ее раму на фундаменте.
§ (ИЛЫ ИНЕРЦИИ В ПАРОЕОП МАШИНЕ
Работа паровой машины сопряжена с возвратно-поступательным движе-
нием масс поршня, штока, крейцкопфа и частично шатуна. Эти массы при
движении имеют значительные силы инерции, которые влияют па работ}
машины.
Тело, имеющее массу m и движущееся с ускорением /, будет обладать си-
лой инерции— U, направленной в сторону, обратную ускорению, и равной
— U = mj или U = — mj.
73
При скорости поршня с м/сек ускорение его можно определить, как произ-
водную от скорости по времени:
/->• <34Д)
Скорость поршня определим, как первую производную пути по времени
R2,
из уравнения (25, 3) у = R (1 — cos а) +sin2 a
с = у' — =--= R [ sin a + -57- sin 2a) — . (34,2)
- at l 1 at
_ da
Производная от угла поворота вала а по времени—есть угловая скорость
вращения вала о>. Поэтому:
с a>R /sin a ф- -R-- sin 2a), (34,3)
а ускорение движения
j = ~ = -,J/- = co2 R i cos a + cos 2a) , (34,4)
1 dt at2 I — L I ' '
откуда сила инерции возвратно-поступательно движущихся масс
/ п \
U — — mj = — mofi R f^cos a 4- -j- cos 2aj. (34,5)
Ооозиачив через 7 = у? пес возвратно-поступательно движущихся частей,
отнесенных к 1 см2 площади поршня, и заменив в уравнении (34,5) сомножи;
тель ш2т соответствующими значениями ш и т = — , получим:
„ 4г.2.п2о
Ш21П = •
3600g'
Принимая к2 ~ g ~ 9,81, находим
? «27
(О^щ ~ — -
900 ’
(34,6)
Тогда в окончательном виде сила инерции возвратно-поступательно дви-
жущихся масс машины
U ----— qR (cos a + JL cos 2a) . (34,7)
К возвратно-поступательно движущимся частям паровой машины относят:
поршень, шток, крейцкопф, а также половину длины шатуна, что приближенно
составляет около 0,4 полного веса шатуна.
В действующей машине вес этих частей определяется непосредственным
взвешиванием, а при проектировании общий их вес, приходящийся на 1 см~
площади поршня, принимают по табл. 9.
Табмща 9
Вес возвратно-поступательно движущихся частей, приходящихся на 1 см? площади
поршня
Давление впуска Ход поршня S (л) Вес q (ks;cm2)
12 ата 0,7 0,-S -? 0,40
10 ата ........ .... 0,8 '.,'-'4 -? 0,32
8 ата 0,9 ц'Ш к- 0,22
Прямоточные машины ....... — с,ои н- 0,40
74
Если принять шатун бесконечной длины, то формула (34,7) приобретает
вид:
U = — qP cos а. (34.8)
Для определения величины момента М, вращающего вал, при любых
положениях кривошипа надо определить величину тангенциальной силы Т
тоже для любых положений кривошипа. Из уравнения (33,3) видно, что ве-
личина тангенциальной силы Т за один оборот вала, во-первых, непрерывно
изменяется при изменении углов а и 0, а во-вторых, прямо пропорциональна
силе Р, к: 1 рг.я складывается из силы давления пара па поршень и силы
инерции д'шжр.шшхся масс. Как сила давления пара, так и сила инерции тоже
за одни :' гог вала непрерывно изменяются. Определение тангенциальной
силы а ж штпчески сложно, поэтому
прибегают к графическим приемам
для < пределения величины танген-
циального усилия Т при различных
положениях кривошипа. Такая гра-
фическая зависимость силы Т от угла
поворота кривошипа а называется
тангенциальной диаграммой.
Тангенциальную диаграмму стро-
ят в такой последовательности:
1. Определяют результирующее
давление пара на 1 с.и2 площади
поршня:
Дез Д —
где: д давление в рабочей во-
лости цилиндра,
р2 — давление в нерабочей по-
лости цилиндра, и затем строят кри-
вую результирующих давлений.
2. По уравнению (34,7) или (34,8)
строят кривую сил инерции U, отне-
сенных к 1 см2 площади поршня.
3. Графически определяют вели-
чину суммарных давлении па пор-
шень:
Д = Ррез + и-
4. По величине суммарных давле-
ний строят тангенциальную диаграмму.
Рис. 58. Определение избыточного давления
па поршень.
Величину результирующего давления ррез определяют по индикаторной
диаграмме следующим образом. В одной системе координат строят две инди-
каторные диаграммы для левой и для правой полости цилиндра (рис. 58, а).
Давление в левой полости выражается кривою А (сплошная линия), а давление
в правой полости — кривою В (штриховая линия). Результирующее давление
находят при различных положениях поршня, как разность ординат кривой А
и кривой В. Па jчаете abed это результирующее давление положительно, а на
участке def а—отрицательно. Деля абсциссу диаграммы на произвольное число
равных частей (на рисунке 8 частей), находим для каждого из 16 положений
результирующее давление п наносим его в виде кривой В па отдельную систему
координат (рис. 58,6)—кривая abedeja.
На этой же системе координат строят кривые сил инерции для прямого
и обратного ходов поршня по уравнениям (34,7) или (34,8). При построении
до уравнению (34,7) получаются кривые 1m и ш'Г( сплошные линии), а по урав-
нению (34,8) прямые ns и s'л' (штриховые линии). Разность ординат кривой В
и кривых 1т и т'Г определяют величину суммарной силы рс, передаваемой
на шатун (например 1 — Г ,7 — 7’, 13 — 13' для соответствующих положений
поршня).
Величину тангенциальной силы можно вычислить по уравнению (33,2),
подставляя в него значения сил рс по диаграмме (рис. 58), но удобнее сделать
это графически (рис. 59).
На отрезке BE, представляющем собою ход поршня, построена кривая
a'bcd'efa', выражающая изменение суммарной силы рс по ходу поршня. Из
точки О описывается окружность вращения кривошипа, диаметр которой Д’0/<8
равен BE, а расстояние равно длине шатуна L. При повороте крит.ошипа
на угол а крейцкопф занимает положение Д3, а шатун с осью цилиндра образует
угол р. Величина суммарной силы в этот момент выражается отрезком А3с
(ординатой в точке Л3). Проведем направление шатуна Л3/(3. Из точки /<3 по
Рис. 5'3. Графическое определение тангенциальной силы.
направлению радиуса кривошипа отложим /<3С = р^. Через точку С проведем
вертикаль до пересечения с направлением шатуна в точке D. В треугольнике
DCK3
Z_DK3C^±p>,
как внешний для треугольника А3К.3О и
Z Е»СК3 --= 90° - а,
поэтому
z К31)С V = 180° — / DK3C — Z DCK3 =180°— (а -f- 3) — (90° — а) =
- 90° — ?.
В треугольнике. L)CK3
___DC__ _ /Ч --_____Рзс__— Рзк
sin (д + ф sin ' sin (90°— fl) — cos р ’
откуда
Раныпе. (уравнение 33,3) было выведено, что тангенциальная сила
р _р sin (’ 4~ ))
COS 3 ’
следовательно,
ОС= Т.
Применяя такой прием, можно графически определить тангенциальную
силу Т для любых положений поршня. Для обратного хода поршня от Е к
В величина ре, определяется по нижней части диаграммы суммарных спет, т. е.
от с через / к Ь. Чтобы определить отдельные, промежуточные значения силы Т,
окружность вращения кривошипа делят па равные части. Из точек деления
делают засечки на линии БЕ радиусом, равным длине шатуна, и в точках за-
сечек находят соответствующие значения рс. Необходимо на окружность кри-
76
вошипа перенести также те точки, для которых р0 = 0, а следовательно, и
Т = 0, т. е. точки а' и d'. Кроме того, на участках а' Ь и d'e отмечают хотя бы
по одной промежуточной точке и для них находят величины тангенциальных
сил.
В дальнейшем тангенциальную диаграмму строят следующим образом.
Развернутую окружность вращения кривошипа, имеющую длину 2л/?, делят
на такое же количество равных частей, на какое была разделена окружность
(124-24 части), и в точках деления по ординатам откладывают величины силы Т
(рис. 60) с соблюдением их знака, т. е. положительные значения Т отклады-
ваются чад осью КК0, а отрицательные — под осью. Отрицательными значе-
ниями Т бс дут значения, при которых рс отрицательно, т. е. при прямом ходе
поршня л.'л.з.щие под осью BE, а при обратном ходе — над осью. На рис. 59
отришлс ь "ые значения Т будут на участке d'e и а Ь. Полученные на ордина-
тах : с.единяются плавной кривой.
Рнс. СО. Тангенциальная диаграмма.
Построенная тангенциальная дщ.грамма показызаст изменение как тан-
генциальных сил Т. и величины гращантiо момента, так как плечо
пары В - cT-iist. 1Г: ЧК...Ш тангегшкальнлй диаграммы, как произведение
вра:щ.;;.<ш ю :‘ю'.е.ла на угол поворот вала, выражает работу за одни оборот
зала. На построенной тангенциальной диаграмме находят среднее значение
тангенциальной силы 7’ср. Величина 7Д, равна величине сил внешних сопро-
тивлевинй7, так как сели бы этого равенства не было, то вращение вала было бы
неравномерным. Внешние сопротивления машины составляются из вредных
сопротивлений самой машины Wxx и сопротивлений полезной нагрузки U7n.
Величина 7’ср откладывается над осью диаграммы, и проводится линия А В.
Значения сил Т и IF, лежащих над осью, будут положительными избыточными
силами, а лежащие под осью — отрицательными. Так как по горизонтальной
оси отложен путь, проходимый центром пальца кривошипа, а по вертикалям-—
значения сил, то избыточные площади тангенциально!! диаграммы 7, II, III,
и IV выражают работу избыточных сил.
§ 35. РАСЧЕТ МАХОВИКА
Вращение коренного вала машины было бы строго равномерным, если бы
никогда не нарушалось равенство между работой движущих сил Т и сил со-
противления IF. Для соблюдения этого условия необходимо, чтобы как дви-
жущие силы, так и силы сопротивления были постоянны и равны друг другу,
или чтобы при изменениях этих сил любые мгновенные значения их всегда
были равны между собой.
В действительноегц это равенство всегда нарушается либо вследствие
изменения движущих сил Т, либо вследствие изменения сил сопротивления U".
Движущая сила Т непостоянна в силу следующих причин:
1) непрерывного изменения положения частей кривошипного механизма
и переменного давления пара на поршень, о чем говорилось выше;
2) изменения величины сил инерции возвратно-поступательно движущихся
масс:
3) изменения давления пара на поршень, вследствие возможного непостоян-
ства давления в котле.
77
Силы сопротивления IE могут изменяться из-за:
4) непостоянства числа обслуживаемых рабочих машин или изменения их
нагрузки;
5) нормальной периодичности сил сопротивления в самих рабочих маши-
нах (в прокатных станах, насосах и т. п.).
Под действием указанных причин нарушается равенство между Т и W, и
движение машины становится неравномерным. Однако весьма важно, чтобы
скорость вращения вала изменялась возможно меньше. Поэтому у паровой
машины необходимы устройства, служащие для устранения неравномерности
и поддержания постоянной скорости. Такими устройствами являются махо-
вики и регуляторы.
Маховики служат для уравновешивания периодически повторяющихся
неравномерностей хода (причины 1, 2 и отчасти 5) и поддерживают постоянство
угловой скорости в течение одного оборота вала, а регуляторы, воздействуя
на процесс работы машины, уравновешивают неравенство действия движу-
щих сил и сил сопротивления, возникающих в результате непостоянно дейст-
вующих причин (причины 3, 4 и 5), и поддерживают постоянное число оборотов
в минуту.
Маховик представляет собою массивное кольцо, связанное спицами и сту-
пицей с валом машины и вращающееся вместе с ним. Действие маховика за-
ключается в том, что он в моменты избытка работы движущих сил и возникно-
вения ускоренного движения аккумулирует этот избыток работы и отдает
его при замедлениях, возникающих при избытке работы сил сопротивления.
Чем больше вес маховика, тем больше его аккумулирующая способность и
тем равномернее движение машины, по повышение веса маховика увеличивает
вредные сопротивления и износ частей машины. Поэтому задача расчета ма-
ховика заключается в определении минимального веса его, необходимого для
того, чтобы вал машины вращался достаточно равномерно.
Для определения минимального веса и размеров маховика необходимо по
тангенциальной диаграмме определить наибольшую из площадей I, II, III
и IV, т. е. наибольшую избыточную работу, которую должен поглотить или
отдать маховик, поддерживая достаточно равномерное вращение вала. Чтобы
получить эту работу ДЛ в кем, необходимо учесть масштабы построенной диа-
граммы. Масштаб по оси абсцисс находят, зная, что длина диаграммы выражает
длину окружности 2~1<Р При определении вертикального масштаба надо учесть
масштаб, в котором были отложены давления рс и, следователь но, силы Т.
Так как все силы вычислялись отнесенными к 1 см2 площади поршня, необхо-
димо умножить значения сил на тангенциальной диаграмме на величину рабо-
чей площади поршня F см2.
Избыток работы ДА поглощается приращением кинетической энергии
вращающихся масс. Если J — момент инерции маховика, — его максималь-
ная угловая скорость, <о2 — минимальная угловая скорость, то поглощенная
маховиком работа
В данном уравнении сделаем следующие преобразования:
2 2
О,1 <02 W-j -J- Wq 6'j - Ш2
где средняя угловая скорость
а отношение
0>i.+.“2 = s С35,1)
шср
У8
называют степенью неравномерности вращения. Тогда
Д/. — J <йср ь<йср = /бо)2р.
Кроме того, пользуясь уравнениями, известными из механики,можно на-
писать:
а>“
,-.2 Ж
900“ ’
G
g
D\
кг),
маховика
обода),
где: G — вес маховика (в
Di — диаметр инерции
центром тяжести сечения
g — ускорение силы тяжести.
Принимая т.ъ = g, получим
(в м) (диаметр окружности, описываемой
л г п2 И2 5
\L — GDi ,
откуда вес маховика
„ 3600 Д/.
О —--------кг.
(35,2)
Диаметр инерции маховика выбирается так, чтобы при заданном числе
оборотов окружная скорость на ободе маховика была в пределах:
для тихоходных машин................... v -- 12 ж 18 м/сек
г машин с нормальном н:гл.ом оТчииоп
(150—23о об миге. ............... о -- 1(1 4. 26 м/сек
> быстроходных манию.................. ; = 24 ж 32 м/сск
Приближенно, в зависимости от величины хода поршня, можно принять:
Di = (4,5 4- 7) s.
(35,3)
В формулах (35,1) и (35,2) для 8 принимают значения по табл. 10.
Допустимые степени неравномерности б
Таблица К)
Назначение машины
Степень неравномерности
Насосы и лесопильные рамы.........................
Трансмиссии мастерских............................
Ткацкие ставки н бумажные машины..................
Мельницы для п.-нмо/ы.............................
Прядильные моппшы.................................
Центрифуги сахарных заводов.......................
Генераторы постоянного тока ......................
» переменного тока .........................
Стационарные лохом 'били .........................
Передвижные лохо-„о...............................
1/20 ж 1/30
1/30 Ж 1/50
1/40
1/50
1/50 ж 1/100
1/100 ж 1/120
1/150 ж 1/200
1/200 ж 1/300
1/160 Ж 1/200
1/60 ж 1/140
При расчетах, це требующих большой точности, AL определяется не nt
тангенциальной диаграмме, а ш> опытным данным. В этом случае вес маховика
определяют по формуле:
В уравнении (35,4) значения у. принимают по габл. 11.
Значения коэфиниента ц для расчета маховика
(по проф. Радцигу)
Таблица И
Тип машины
Одноцилиндровая с выпуском в атмосферу или с концевым
отбором пара ..........................................
Одноцилиндровая с выпуском в конденсатор...............
Тандем или компаунд с кривошипами под углом 180° . . . .
Компаунд с кривошипами под углом 90°...................
Двухцилиндровая однократного расширения................
Трехцилиндровая .......................................
Одноцилиндровая прямоточная ...........................
68и0 — 7800
7300— 8о00
6400 — 78 <0
3400— 49 8)
2900 — ЗООо
1500— 1700
7300 — 8800
Вследствие влияния спиц достаточно, если вес обода маховика будет со-
ставлять
Соо = 0,90кг. (35,5)
Полный вес маховика со ступицей принимают:
GM = 1,3G. (35,6)
Если удельный вес материала обода (чугун) у = 725 • 1()—5 кг^с.г?, то при
площади поперечного сечения обода /’ см2 его вес б\дс i;
Goo —
откуда площадь поперечного сечения обода маховика
(35 7)
1 nD.-t D. D. ' (оэ,/)
г 1 1 i
Если обод используется как шкив для передачи работы, то ширина обода
при ширине ремня b должна быть:
/тОб — 1,1 b 4- (0,5 д- 1,5) см. (35,8)
Тогда, принимая сечение обода прямоугольным, его толщина:
боб = •
§ 36. УРАВНОВЕШИВАНИЕ МАШИН. РАСЧЕТ ФУНДАМЕНТА
У быстроходных машин силы инерции могут достигать весьма
величин, и при расчете на прочность деталей таких машин размеры
Рис. 61. Противовес.
больших
их полу-
чаются иногда чрезмерно большими. Поэтому, про-
ектируя машину, надо стремиться уравновесить силы
инерции, возникающие в машине. Силы инерции воз-
никают в результате неравномерного движения воз-
вратно-поступательно движущихся масс (поршень,
шток, крейцкопф и условно 0,4 массы шатуна) и
неуравновешенных вращающихся масс (кривошип,
палец кривошипа и 0,6 массы шатуна).
Если вес вращающихся частей, приведенный
к центру пальца кривошипа, обозначить через кг,
т. е. считать, что соответствующая ему масса
-щ сосредоточена в центре кривошипного пальца, то сила инерции (центро-
бежная сила) может быть определена по уравнению:
О н2
UB —a?R = GBRкг.
so
Рис. 62. Центробежная
сила неуравновешенных
масс.
Для уравновешивания этой силы на щеках кривошипа укрепляют противо-
весы (рис. 61), центробежные силы которых должны быть равны центробежным
силам неуравновешенных вращающихся масс, т. е.
Ge ? '900 = Gr 900" ’
где: Gg — вес противовесов (в кг),
р — радиус окружности, описываемый их центром тяжести (в ш).
Значит, для уравновешивания вращающихся масс противовесы должны
иметь вес:
G„ = GR ф- кг. (36.1)
При помощи противовесов можно уравновесить также и инерцию возвратпо-
гюступ;пель:ю движущихся деталей. Вес этих деталей Gh может быть определен
с помощью табл. '.), как Gh == qF. Очевидно, что если
про: ьгювесы сделать весом:
Ge = Gh~-, (36,2)
то центробежная сила Ua, возникающая при их вра-
щении с числом оборотов в минуту п, будет:
п — г" 'г3_
р 900 ’
Если разложить эi у силу шюрнии ь.ч горизон-
талыпю составляющую U : аправлеиную п 1 оси машины, и на вертикальную
составляющую LF-. шлю;.пленную перпендикулярно к этой оси, то эти со-
ставляющие б\ дут:
Ueh = G" р cos а = Gh R-~ cos а, (36,3)
Uev= Gg? —у sin a =--Gh sin a. (36,4)
При таком способе уравновешивания первая из этих сил направленная
по оси машины, почти полностью уравновешивает силу инерции возвратно-
поступательно движущихся масс, которая приближенно может быть вычислена
по формуле (34,8). Все же и в горизонтальной плоскости остается неуравно-
вешенной небольшая сила Uh, обусловленная инерцией вращающихся масс
(рис. 62):
Uh — UR cos a = Gr R cos a.
В вертикальном направлении, перпендикулярном к оси машины, оста-
нется неуравновешенной разность сил:
Um: - - U„ = (Gh — Gr) R sin a. (36,5)
У вертикальных машин применяют обычно первый способ уравновеши-
вания только вращающихся масс. У горизонтальных машин чаще применяют
второй способ уравновешивания поступательно движущихся масс или комби-
нированный способ, подбирая вес противовеса, исходя из суммарного веса
поступательно движущихся и вращающихся масс.
У мпогоцилипдровых машин силы инерции вращающихся масс уравно-
вешивают с помощью противовесов, а инерцию поступательно движущихся
масс стремятся уравновесить за счет соответствующего расположения криво-
шипов. С этой точки зрения сравнительно хорошо уравновешиваются трех-
ци.пшдровые машины с кривошипами, расположенными под углом 120°,
или двухцилиндровые с кривошипами под углом 180°.
6 ill!
81
Рис. 63. Силы, действующие на
фундамент машины.
Тем не менее ясно, что полностью уравновесить силы инерции в паровой
машине нельзя, и поэтому целью динамического расчета машины является
выявление наибольших значений неуравновешенных сил, действующих в
горизонтальном и вертикальном направлениях. Эти силы необходимо учи-
тывать при расчете фундамента машины. Вес фундамента рассчитывается,
исходя из следующих условий.
1. Для горизонтальных машин при весе фундамента Q кг и о 'сыченном
весе машины QM (рис. 63):
а) опрокидывающий момент должен 'отз не
более момента устойчивост!! машины и В . да-
мента, т. е.:
и11.ыати< (Q+QJx; Э'Д)
б) вертикальные, неуравновешенные силы
но должны превышать веса машины и фун-
дамента
(Q+ Qm); (36,7)
в) сила трения между подошвой фундамен-
та и его основанием должна быть не меньше
горизонтальной составляющей! сил инерции:
7Л маю Д Дд Ф (36,8)
где I — коэфициент трешы, нричим;ь мын при
земляном основании равным 0,65, при бетон-
ном — 0.75.
2. Для вертикальных машин:
а) макс г/С (0 + QM) х; (36,9)
б) Цгмакс <(Q + QM)’> (36,10)
в) <ЛМавс + (36,11)
Объем фундамента определяется по относительному весу кладки, а именно:
вес 1 мл бетонного фундамента 2100—2200 кг, 1 лг3 кирпичного нли бутового
фундамента 1900—2000 кг.
Вес машины на основании практических данных определяется по табл. 12.
Относительный вес машин (в кг/эфф. л. с.)
Таблица /.?
Вес (в кг) на I эфф
Тип машины
маховика
всего
машины
Одноцилиндровая вертикальная быстроходная . . 35 4- 49 9 4- 12 -14 4- 61
Одноцилиндровая горизонтальная 31 4- 45 28 4- 30 59 4- 75
Двойного расширения (компаунд) 41 4- 43 26 4- 39 Г 7 4- 82
Тандем горизонтальная 67 4- 77 25 4- 28 92 4- 105
Прямоточная горизонтальная 67 ~ 93 23 4- 26 -4 119
Пример 7. Для машины эффективной мощностью 175 л. с. рассчитать маховики,
если машина делает 200 об/мин. Диаметр цилиндра 350 мм, ход поршня 400 мм. .'5 г.хегимая
степень неравномерности 1/180. Машина проектируется с двумя маховиками. Ширма обода
каждого маховика 250 мм. Для машины построены индикаторные диагрщ.г.та
По индикаторным диаграммам, как указывалось выше, были построены : дия давле-
ния пара на поршень и кривая сил инерции. По этим кривым построена хрих.ш сил, прило-
Р 1
жениых к поршню. Затем, приняв — = —, по известному уже способу nccipcena диаграмма
L 4
тангенциальных сил, длина которой по оси абсцисс диаграммы принята 240 мм. Далее
определена средняя тангенциальная сила и наибольшая площадь избыточной работы, лежа-
82
«пая над линией Тер Эта площадь оказалась равной 1720 .w.и». Масштаб давлений при по-
строении тангенциальной диаграммы принят I мм = 0,1 кг'см*.
Так как длина диаграммы должна равняться
2.-.R = 2.-. -t " 2= • 0,2 - 1.256 л,
2
то масштаб тангенциальной диаграммы по осн абсцисс будет
1,256
1ли = —- — 0,00523 м.
240
Следовательно, избыточная работа при илошадн 1720 лл» будет
1720 х 0,1 х 0,00523 » 0,9 кем/см*.
Площадь поршня
/’ = ~ ' *
4
Таким образом, полная избыточная работа
Д/. = 962 х 0,9 = 863,8 кем.
Примем окружную скорость на ободе маховика о = 25 м/сек. Тогда диаметр инерции ыахо>
вика
= 962 см*.
60v 60x25
20(Г-2И М-
Вее двух маховиков по формуле (35,2)
,, 3600AL 3600 х 865,8
О — —----= -j-------------= 24 Зэ кг.
iiox2OO’x2’p
Вее обода одного маховика по формуле (35,5)
,, 0.9G 0,9 х 2435 ,пос
°о0 ' —о 3 --2----* 1096 кг-
Полный вес маховиков по формуле (35,6)
Ом = 1,3 х 2435 = 3165 = 3,2 т.
Площадь поперечного сечения обода по формуле (35,7)
. 44Соз 44 X 1096
' “ D( 240
При ширине обода 25 си толщина его:
«об “ -Q— “ “оу “ 8,36 см = 84 лл.
209 ел».
ГЛ Л13 А VII
ДЕТАЛИ ПАРОВЫХ МАШПИ
§ наровоП цилиндр
Форма парового цилиндра зависит от типа машины и типа применяемого
парораспределения. При распределен!:!! пара плоским золотником цилиндр имеет
прилив, образующий золотнике вое зеркало; при распределении пара цилинд-
рическим золотником прилив к цилиндру имеет форму цилиндрической втулки,
при клапанном парораспределении на цилиндре должны быть клапанные
коробки и гнезда и т. д. Точно так же конструктивно будут различными ци-
линдры вертикальных и горизонтальных машин, машин однократного в мно-
гократного расширения, прямоточных машин и т. д.
Паровой цилиндр состоит из собственно цилиндра, с отливаемыми вместе
с ним частями для парораспределения и крепления цилиндра, и крышек,
укрепляемых на цилиндре шпильками.
6*
83
В большинстве случаев цилиндры отливаются из чугуна и сравнительно
редко из стали. Внутренняя поверхность цилиндра гладко обработана и на
концах около крышек имеет расточки на 1—2 мм для того, чтобы в крайних
положениях поршень сбегал с рабочей поверхности во избежание образования
рубцов па пеизпашиваемой части рабочей поверхности.
Цилиндры горизонтальных машин имеют лапы, которые спираются на
фундаментную плиту и укрепляются на ней так, чтобы обеспечить возможность
продольного перемещения лап при тепловом расширении машины. В машинах
небольшой мощности цилиндры иногда остаются на весу (см. рис. 96, стр. 110).
У вертикальных машин цилиндры нижней крышкой опираются на раму
машины и могут свободно расширяться вверх.
Цилиндры и их крышки отливаются из чугуна СЧ-21-40, СЧ-28-48 пли
СЧ-32-52. При высоком давлении пара применяют легированные чугуны или
легированные стали.
Толщина стенки цилиндра определяется по формуле:
3 = 4 (^-+ Рр - 1) + (1,5 4- 2,5) см, (37,1)
где: D — наружный диаметр цилиндра (в см),
а — 2004-300 кг/см2 для чугуна и а = 3004-500 кг /см2 для стали,
р— максимальное давление пара в цилиндре (в кг /см2).
Длина рабочей части цилиндра при ходе поршня s см и длине поршня по
наружным кромкам колец Ьо см
I = sbtt—(0,2 у-0,4) см. (37,2)
Между крышкой цилиндра и поршнем в крайнем положении величина за-
зора
k = 0,0025 s + 0,3 см. (37,3)
Площадь поперечного сечения труб, по которым производится впуск и
выпуск пара, рассчитывается на скорость в 1,3—1,5 раза меньшую, чем в орга-
нах парораспределения. При выпуске в конденсатор скорость пара не должна
превышать 25 м/сек.
Крышки цилиндра крепятся к его фланцам болтами-шпильками. Число
их определяется по формуле:
i = + 4. (37,4)
Диаметр шпилек определяется из уравнения:
PD2-= id2az, (37,5)
где: d — диаметр шпилек (в см),
— допускаемое напряжение материала шпилек на разрыв (в кг /см2).
Для увеличения прочности крышки цилиндра выполняются ребристыми.
Для облегчения сборки и разборки желательно, чтобы расположенная со
стороны вала крышка вынималась внутрь цилиндра или свободно проходила
между параллелями.
Минимальная толщина стенок крышки должна быть не менее толщины
стенок цилиндра.
Паровой цилиндр имеет следующую арматуру: продувательные краны,
индикаторные краны, предохранительные клапаны, смазочные устройства
и сальники на крышках в местах выхода штока и контрштока, являющегося
продолжением штока при длинных цилиндрах. На золотниковой коробке
часто делают приливы для штуцера манометра и пирометра.
Сальники на крышках цилиндра служат для уплотнения места выхода
штока или контрштока. Уплотнение в сальнике создается набивкой, которая
может быть мягкой и металлической.
84
6 5 4 3
Рис. 64. Сальник с мягкой набивкой.
При повышенных давлениях при-
Рис. 65. Сальник с металли-
ческой набивкой из разрез-
Сальники с мягкой набивкой (рис. 64) имеют следующую конструкцию.
К крышке цилиндра, в месте выхода поршневого штока 1, шпильками 6 и 8
крепится набивочная коробка 5, обра-
зующая вокруг штоха набивочное про-
странство 9, заполняемое набивкой.
В набивочное пространство входит на-
жимная втулка 4 с бронзовым вклады-
шем 2. Такой же вкладыш 7 имеется в
теле набивочной коробки 5.
Гайками 3 и 10 нажимная втулка
вдавливается в нажимную коробку и,
сжимая на'ивку, создает уплотнение.
Набивка такого сальника может быть
из иены.а, хлопчатой бумаги, асбеста
н т. п. Мягкие набивки применяются в
виде шнуров, которые пропитываются
салом, маслом, графитом или тальком,
меняют асбестовые шпуры с вплетенными в них латунными проволочками.
Набивки из органических материалов не пригод-
ны для перегретого пара и высокой температуры.
Асбестовые набивки сравнительно скоро истира-
ются. Поэтому в последнее время в машинах, ра-
ботающих перегретым паром, применяются почти
исключительно металлические набивки.
Конструкций металлических набивок много,
по всех их ?.юж::о разделить на дне группы: набив-
ки гз разржшьж колец и эластичные (из металли-
ческой бумаги, прополочных шнуров и т. п.). Обычно
металлические пабивкн бывают с осевым или ра-
диальным сжатием. Наиболее распространены на-
бивки из разрезных колец с осевым сжатием. Па
рис. 65 представлен сальник с разрезными коль-
цами. Здесь: 1 — набивочная коробка, 2—нажимная
втулка, 3 — шпильки нажимной втулки, 4 — на-
бивочные разрезные кольца, заключенные в буксы 5.
S :?8. ПОРШЕНЬ II ШТОК ПОРШНЯ
Поршень госпршшмаег давление пара. Плотно соприкасаясь со
стенками цилиндра, он герметически делит его иа две полости.
Рис. 66. Поршень паровой ма.а.’.и;,!
(дисковый).
Рис. 67. Поршень паровой машины Сумского
зеш.ода.
Поршни изготовляют из стали или чугуна. Форма сечения поршня бывает
различна. Наиболее часто применяемые типы поршней изображены на рис. 66
и 67.
85
Диаметр поршня делается на D меньше диаметра цилиндра, но не
менее чем на 0,5 мм. Уплотнение зазора между поршнем и стенкой цилиндра
достигается с помощью упругих колец.
Полые литые поршни имеют несколько меньшую толщину стелю;;, чем
дисковые поршни, и укрепляются 4—8 внутренними ребрами. На слкс.-; из
своих днищ поршень имеет отверстия, заделанные пробками па розы е. для
выемки шишек после отливки.
Гд ~~7/ рЯ Длина поршня:
а , , ,
R4 И: п
- - -- Длинные поршни прямоточных машин делаются
® пустотелыми и отливаются из стали в виде двух
Рис. 68. Поршневые кольца, стягиваемых штоком н соединяемых бандажом
половин.
Плотность прилегания поршня к стенкам цилиндра достигается поршне-
выми кольцами, расположенными в канавках па цилиндрической поверхности
поршня. Кольца изготовляются из плотного, по не твердого чугуна СЧ-21-40
или СЧ-24-44 и вытачиваются снаружи по диаметру:
/Л- = D + - у, (38,2)
где: D — диаметр цилиндра,
а — длина делаемого в кольце выреза,
у — припуск на последующую обработку.
Внутри кольца растачиваются до диаметра:
D'= D+^ + y-2sK,
/ 1 . 1 \ г,
где sK-—толщина кольца, принимаемая sK = I
Большая толщина колец выбирается для высоких давлений и малых ско-
ростей поршня.
Ширина колец:
= (1,52,0) зк. (38,3)
Кольца, изготовленные по таким размерам, разрезаются, образуя косой
(рис. 68, а) замок или замок с перекрытой (рис. 68, б). Затем кольцо сжимается
до соприкосновения краев выреза, скрепляется в этом
положении и вновь протачивается точно по диаметру
цилиндра. После удаления скрепления в стыке кольцо
стремится разжаться до диаметра [)„ и, благодаря
этому, будучи заведеным в канавки поршня и вставлспым
вместе с ним в цилиндр, плотно прижимается к его
стенкам.
В зависимости от длины поршня Ьп число колец
бывает три или (реже) два. Замки соседних колец, для
достижения большей плотности, должны быть сдвинуты
по отношению друг к другу на угол 180 или 120°. Замки
Рис. 64. Сол.ЮЛИЮ
поршня СО ШТОШ’Ч.
колец не должны приходиться против паровых каналов.
Поршень соединяется со штоком следующим способом: в центральной
части поршня имеется коническое отверстие с уклоном 1/16с-1 20. в которое
вставляется конец штока, имеющий такой же конус. Выходящий за поршень
хвостовик штока имеет нарезку, на которую навинчивается укрепляющая
гайка (рис. 69).
86
Шток поршня изготовляется из стали марки Ст. 50 с допускаемым
напряжением 500 кг/см2, а иногда применяют легированные стали. Диаметр
штока определяется из расчета на растяжение и продольный изгиб. Коэфицнеит
запаса при расчете на продольный изгиб принимают 10 Ч- 25.
§ :ш. крейцкопф И ШАТУН
При помощи крейцкопфа шток поршня шарнирно соединяется с шатуном.
Через крейцкопф сила N (рнс. 57, стр. 72) передастся параллелям.
По конструкции крейцкопфы бывают открытые (рис. 70) п закрытые
(рис. 71). Крейцкопф открытого типа охватывается вильчатой головкой шатуна,
а при крейцкопфе закрытого тина головка шатуна входит внутрь крейцкопфа.
Рнс. 70. Крейцкопф
открытого типа.
Тело крейцкопфа — стальное, литое или кованое. Сверху и снизу крейцкопф
имеет башмаки, выполняемые за одно целое с крейцкопфом или присоединяе-
мые к нему па болтах. В последнем случае башмаки делаются чугунными.
Башмаками, поверхность которых залита баббитом, крейцкопф опирается на
параллели. В большинстве случаев j стационарных машин поверхность башма-
ков цилиндрическая (рис. 71), так как обработка поверхностен параллелей
в этом случае упрощается.
Величина опорной поверхности башмака при длине се I см и ширине b см
рассчитывается на удельное давление:
Л-
«=-&. (39,1)
где сила .V, прижимающая башмак к параллели, согласие формуле (33,2)
W =/>tga = P-£.
При этом удельное давление к не должно превышать 5—8 кг/см2 для чу-
гунных башмаков, а в случае применения заливки баббитом: к = 2 ч- 4 кг /см2
для локомобилей и стационарных машин и к — 3,0 ч- 6 кг)см2 для паровозов.
Соотношение между b и I выбирается в пределах
у=(2ч-3). (39,2)
С шатуном крейцкопф соединяется валиком (крейцкопфным пальцем).
Валик укрепляется в теле крейцкопфа с одной стороны своей конической го-
ловкой, с другой — нажимною шайбою пли со стороны меньшего диаметра
ганкою с подкладкой шайбы.
87
Валик крейцкопфа изготовляется из стали и рассчитывается на изгиб
и удельное давление. По конструктивным соображениям диаметр крейцкопф-
ного валика выбирают в зависимости от диаметра цилиндра, в пределах:
db= (0,2 4- 0,25)D. (39,3)
Диаметр, по которому очерчиваются поверхности ползунов, обычно:
= D + (1 б- 3) см. (39,4)
У вертикальных паровых машин чаще всего применяется открытый крейц-
копф с одним плоским ползуном, другой ползун заменяется накладками на
параллели, охватывающими ползу!! с внешней стороны.
I
Рис. 72. Шатун с вильчатой головкой. Рис. 73. Шатун для закрытого крейцкопфа.
Шатун связывае т прямолинейно движущийся крейцкопф с вращающим-
ся пальцем кривошипа, для чего он по концам имеет головки. Шатун с вильча-
той головкой для открытого крейцкопфа изображен па рис. 72, а шатун для
закрытого крейцкопфа — па рис. 73.
Шатуны изготовляются из стали марок Сг. 40 или Ст. 50.
Длина шатуна L между центрами валика крейцкопфа и пальца к; изошипа
выбирается L (1 4- б) Д при радиусе кривошипа R. Шатун но направлению
от крейцкопфа к пальцу кривошипа делается обычно уширяющимся.
§ 40. КРИВОШИПНЫЙ ВАЛ
К р и в о ш и п п ы н вал с наиболее часто встречающимся располо-
жением подшипников изображен на рис. 74.
i
Рис. 74. Кривошипный вал.
Валы паровых машин изготовляются из стали марок Ст. 40 пы С:. 50
и рассчитываются на изгиб и кручение.
Палец кривошипа рассчитывается па изгиб, а кривошипы и щеки колен —
на изгиб и кручение, при допускаемом напряжении 600—8' >0 ла см".
Обычно диаметр пальца кривошипа, в зависимости ст диаметра цилин-
дра D, принимают dn = (0,22 4- 0,25) D.
88
Рис. 75. Кривошип и палец кривошипа,
валов, у паровых машин применяют ко-
Длину пальца кривошипа делают /п = (1 4- 1,2)dn и проверяют на нагрев
из условия, чтобы произведение удельного давления на окружную скорость
не превышало 150 для стационарных и 400 для паровозных машин.
Размеры кривошипа выбира-
ются по опытным данным (рис. 75):
= (1,5 -у 1.75) d,
Лт = (0,3 4- 0, 1) 4,
s = (0,2 4- 0,25) d,
D^2d,
= 0,04 - 0,07.
Кривошип насаживается иа вал
гидравлическим прессом или в го-
рячем состоянии. В обоих случаях
отверстие в кривошипе делается не-
сколько меньше диаметра вала.
Кроме обычных кривошипных
ленчатые валы. Такие валы применяют для вертикальных машин и при виль-
чатой раме у горизонтальных машин.
§ 41. МАШИННАЯ ГАМА. МАХОВИК
М а ш и п н о й р а м о й называется чугунная фундаментная плита
с коренными подшипниками и параллелями. Машинная рама представляет
собой остов машины, к г.< горому ьрисоедшшюы'я или с которым связываются
Рис. /0. Байонетная рама паровой машины.
все неподвижные части машины. С фундаментной кладкой рама соединяется
специальными фундаментными болтами. Машинные рамы бывают двух типов—
байонетные (штыковые) (рис. 75) и вильчатые (рис. 77). Байонетные рамы имеют
несколько меньшую опорную поверхность, чем вильчатые, и только один
коренной подшипник. Второй подшипник байонетной рамы отделен от рамы
и устанавливается отдельно. Вильчатые рамы всегда имеют два коренных под-
шипника. Недостаток вильчатой рамы в том, что необходимо применение ко-
ленчатого коренного вала. Удельное давление рамы па фундамент не должно
превышать 2 кг/елг. А4атерпалом для рам обычно служит чугун (СЧ-15-32 или
СЧ-13-36), хотя в настоящее, время, применяя сварку, изготовляют рамы и из
стальных листов. Расчет рамы производится на одновременное действие изгиба
и растяжения.
Коренные подшипники служат для опоры вала. Число подшипников нс
менее двух. Коренные подшипники делаются с чугунными вкладышами,
8Э
залитыми антифрикционным сплавом. Подтяжка подшипников производится
клиньями или боковыми нажимными болтами.
Маховик рассчитывается, как было указано выше. В зависимости
от того, насаживается ли маховик на свободный или несвободный конец вала.
Рис. 77. Вильчатая рама паровой машины.
маховики бывают цельные и
разъемные. Цельные махови-
ки тготовчяются диаметром
нс более 2 м. Обе половины
маховика скрепляются па
ободе втулки болтами или че-
кой. Число спиц в маховике
G—8. Расчет болтов, скрепля-
ющих обе половины обода,
производят по силе
Q = 0,104 «7 кг,
где: и — окружная скорость
обода (в ы/сек),
f — площадь сечения
обода маховика
(в си2).
Напряжение в болтах,
обычно изготовляемых из
стали марок Ст. 40 или
Ст. 50, не должно превышать
500 кг /см2.
Пример 8. Рассчитать основные детали одноцилиндровой выхлопной паровой
машины мощностью Ne = 170 эфф. л. с., делающей 200 об/мин. если давление впуска =
= 12 ата, среднее индикаторное давление = 3,3 кг/см*.
\ По табл. 3 выбираем = 0,85. Тогда индикаторная мощность
Ni - — = . |70_ = 200 и. л. с.
т.м 0,85
Скорость поршня принимаем cw = 3 м/сек. По форм} ле (0,2) диаметр цилни тра
D — 10 1 /------= 10 1/ я—я-я- — 45 с.и — 450 .мм.
у стР, у 3x3,3
Ход поршня по формуле (9,3)
30 с зо у з
s —------— = —“ 0,45 м = 45 см = 450 л.м.
П ZVU
s 45
k « — — — — 1, что является норма, ьным для машин с п — 200 об/мин (по формуле 9,4).
и 45
Толщину стенок цилиндра, принимая его чугунным, при = 250 k?/cjk2, определяем
по формуле (37,1):
1 + 2 - 250+1 - — 1^ + 2 = 3,1 см = 31 мм.
) 2 \ 250-12 /
Число шпилек, укрепляющих крышку пили пра,
/ — X- + 4 = 4г’ + 4 ~ Ю шпилек.
О О
Диаметр шпилек по формуле (37,5) при ct = 300 кг/см*
d — D \/Х- = 45 V — 2,9 с.ч = 30 м.«.
||’« 110x300
Длина поршня
b0 = —X D -= -X- х 45 » 10 с.и = 100 м.и.
° 4.0 4,э
90
Толщина уплотняющих колец
sK = ~ D = х 45 = 1,5 см = 15 мм.
Ширина колец
Zb = l,67sK = 1,67 х 15 = 25 мм.
Длину шатуна принимаем
45
L = 5R = 5 — = 112,5 см = 1125 мм.
2
При площади поршня (О = 45 см) F = 1590 см? наибольшее усилие на поршень
Р = pF = 12 х 1590 = 19100 кг.
Усилие, передающееся на ползун,
N = Р ~ = 19100 х — = 3820 кг.
L 5
Приняв отношение длины ползуна к его ширине -g =2,5 и допуская удельное давление
ползуна на направляющие k = 7,5 кг/см2 по формуле (39,1), находим:
. 1/ N 1/ 3820 1л о 1Кл
ь = = V 2^?7J “ 1413 СМ ~ 150 ЯМ-
Длина ползуна I = 2,5.6 = 2,5 х 150 = 375 мм.
Длина рабочей части цилиндра
I = s + Ьо — 0,3 = 45 + 10 — 0,3 = 54,7 см = 547 мм. Z
Зазоры между крышкой цилиндра и поршнем при крайнем его положении
к = 0,0025 s + 0,3 = 0,0025 х 45 + 0,3 = 0,41 см = 4,1 мм.
ГЛАВА VIII
СМАЗКА ПАРОВЫХ МАШИН
§ 42. НАЗНАЧЕНИЕ СМАЗКИ. СМАЗОЧНЫЕ МАТЕРИАЛЫ
Назначение смазки — уменьшить трение между трущимися поверхностями
с целью уменьшения износа их и снижения потери мощности на преодоление
трения. При правильно устроенной смазке непосредственное трение двух
частей заменяется трением двух слоев масла, прилегающих к трущимся по-
верхностям. В этом случае сила трения значительно уменьшается и затраты
механической энергии на преодоление трения становятся меньше, чем устра-
няется основная причина нагревания деталей.
Наиболее ответственными местами, к которым необходимо непрерывно
и в достаточном количестве подавать смазку, являются: поршень, стенки па-
рового цилиндра, крейцкопф, параллели, подшипники шатуна, коренные под-
шипники и золотники при золотниковом парораспределении. Постоянной смазки
требуют также менее нагруженные части парораспределения, регуляторы
и другие вспомогательные механизмы.
Смазку тех деталей, которые во время движения машины недоступны
для обслуживания (шестерни, детали клапанов, внутренние части системы
регулирования и т. п.), производят периодически вручную или подводят к
ним маслопроводы от автоматических масленок.
Части машины, не соприкасающиеся непосредственно с паром, называются
холодными частями, а части, соприкасающиеся с паром, называются горя-
чими.
При смазке холодных частей более вязкое масло применяется для частей
с большим давлением трущихся поверхностей, для частей с малой скоростью
движения и для частей, находящихся в возвратно-поступательном или колеба-
тельном движении.
91
Для смазки различных деталей машины, работающих в разных условиях,
необходимо было бы применять масла различных сортов, но так как это прак-
тически сложно, то ограничиваются применением одного-двух сортов масла
для холодных частей и одного-двух сортов — для горячих частей.
Для смазки холодных частей обычно применяются следующие марки
смазочных масел:
при мощности до 100 л. с...............машинное Л
» » 100—250 л. с................ » Л или С
» » 250—500 л. с............... » С
» » более 500 л. с............... » Т
Рис. 78. Капельная
масленка.
Для смазки горячих частей применяют при насыщенном паре масло ци-
линдровое 6; при перегретом паре применяют масло вискозин 3. В качестве
заменителя вискозина можно применять для машин мощностью до 10 л. с.
цилиндровое 2, а при большей мощности — нигрол Л.
§ 43. СМАЗОЧНЫЕ ПРИБОРЫ И УСТРОЙСТВА
Смазочные устройства и приборы бывают для внешней и для внутренней
смазки. Так как конструкций смазочных приборов много, то здесь рассматри-
ваются только основные их типы.
Для внешней смазки применяются ручные, фитиль-
ные и капельные масленки, а для внутренней—паро-
вые и гидростатические масленки, лубрикаторы и пресс-
масленки.
Самая простая и вместе с тем самая несовершенная
смазка производится ручными масленками. При такой
смазке необходимо подавать масло в смазочные отверстия
через вполне определенные промежутки времени (три —
четыре раза в смену). Смазочные отверстия должны
иметь сетки, предохраняющие масленки от попадания
пыли, грязи и т. п. В наливные отверстия, где это
возможно, нужно закладывать войлочную набивку для
фильтрования масла и для более равномерной его
подачи.
Фитильная масленка состоит из резервуара с мас-
лом, в который опущен фитиль из ниток. Другой конец
фитиля вставлен в трубку и немного не доходит до движу-
щейся поверхности. Масло, в силу капиллярности, под-
нимается по фитилю и стекает на трущиеся поверхности.
Фитиль должен быть из шерстяной ткани и периодически
выниматься для промывки керосином.
Капельная масленка (рис. 78) состоит из стеклянного
резервуара 1, игольчатого клапана 2 с опирающейся на заплечик иглы пружи-
ной 3 и поворачивающейся около винта 5 рукоятки 6, приводящей масленку
в действие. При вертикальном положении рукоятки игла приподнята и про-
исходит подача масла, которое по каплям вытекает в маслопровод. При го-
ризонтальном положении рукоятки игла опущена и выход масла из масленки
закрыт. Барашек 4 позволяет регулировать высоту подъема иглы и изме-
нять количество подаваемой смазки.
В некоторых случаях производится подача смазки к игольчатым клапанам
из одного пункта по центральному маслопроводу.
Основным недостатком описанных масленок является подача смазки не-
зависимо от работы машины и скорости движения ее частей. В известной мере
этот недостаток устраняется применением кольцевой и цепочечной смазки.
При кольцевой смазке на шейку вала внутри подшипника свободно подве-
шивается одно или несколько колец из легкого сплава, погруженных нижними
своими частями в масло. При вращении вала кольца тоже приходят во враща-
92
тельное движение со скоростью, несколько меньшей скорости вала, захватывают
масло и заносят его на шейку. По такому же принципу работает цепочечная
смазка, применяемая на локомобилях (рис. 79). В корпусе подшипника 1, закры-
том крышкой 2, устроен резервуар 5, который наполняют маслом до уровня отвер-
стия 4. Шарнирная цепочка 3, свободно на-
детая на шейку вала, погружена своей ниж-
ней частью в масло. При вращении вала
звенья цепочки с одной стороны опускаются
вниз, а с другой—поднимаются вверх, захва-
тывая масло и обильно смазывая шейку.
Более совершенной является централь-
ная смазка под давлением. В этом случае
масло из масляного бака засасывается на-
сосом, проходит через маслоохладитель и
нагнетается под давлением 1—1,5 ати
к трущимся поверхностям. Смазка под дав-
лением обеспечивает автоматичность и на-
дежность подачи масла. Недостатком ее
является необходимость ручного заполне-
ния маслом всей системы перед пуском
машины.
При смазке горячих частей машины
необходимо достигнуть наименьшего тре-
Рис. 79. Цепочечная смазка вала
локомобиля П-25.
ния при минимальной затрате смазочных материалов. Избыток смазки
бесполезен и приводит лишь к перерасходу масла.
Масло может подаваться непосредственно в цилиндр или в золотниковую
коробку. Последний способ лучше, так как после смазки золотника масло
Рис. 80. Простая
паровая масленка.
уходит с паром в цилиндр и равномерно смазывает его
поверхность. Желательно, чтобы масло подводилось в
паропровод на некотором расстоянии от входа в ци-
линдр. Оно подхватывается струей пара, распыливается
и равномерно смазывает трущиеся поверхности.
Простая двухкрановая паровая масленка 1 соединяется
с паровым пространством штуцером 5, на котором имеется
кран 4. Сверху масленка имеет кран 2 и раструб 3
(рис. 80).
При заполнении масленки нижний кран 4 закры-
вается, а открывается верхний, затем, после заполне-
ния масленки, верхний кран 2 закрывается и откры-
вается нижний. Эта масленка очень неэкономична, так
как подача масла не регулируется, и все масло быстро
вытекает на трущиеся поверхности.
Гидростатическая паровая масленка подает масло
постоянно и только во время работы машины.
Принцип действия гидростатической масленки за-
ключается в том, что в масленку подается пар, кото-
рый конденсируется и конденсатом заполняет нижнюю
часть масленки, поднимает уровень масла и заставляет
его переливаться в смазочную трубку.
Механический лубрикатор работает как насос с
приводом от какой-либо качающейся части маши-
ны с переменно-возвратным движением. Устройство
лубрикатора следующее (рис. 81). В цилиндре 11 перемещается скальчатый
поршень 10, приводимый в движение штоком — шпинделем 3. Шпиндель 3
получает вращательное движение от червячного колеса 4. Так как шпиндель
имеет винтовую нарезку, то при своем вращении он поднимает или опускает
поршень 10, который в верхней части имеет выступ, не позволяющий ему
98
вращаться. Червячное колесо 4 приводится в движение червяком б, на валу
которого насажено храповое колесо 7. Рычаг 9 соединен с одной из переменно-
возвратно движущихся частей машины. Храповое колесо 7 и собачка 8 при
каждом качании рычага 9 поворачивают храповик на 1—3 зуба, в зависимости
Рис. 81. Механический
лубрикатор.
В очень крупных
от угла качания рычага. Цилиндр 11 через воронку 2
заполняется маслом, которое при опускании порш-
ня 10 нагнетается в маслопровод 1. При заправке
масленки поршень поднимается вручную вращением
рукоятки 5.
В хорошо сконструированных машинах приме-
няется часто циркуляционная смазка. При циркуля-
ционной смазке масло из одного общего сборника
самотеком или насосом по маслопроводам подается
к трущимся поверхностям, смазываемым маслом
одного сорта. После смазки масло уходит обратно
в сборник по другим маслопроводам, проходя отстой-
ник, фильтр и холодильник. При такой системе по-
лучается непрерывная циркуляция масла. Преиму-
щества такого способа смазки в том, что подаваемое
в избытке масло не только производит смазку, но и
охлаждает трущиеся поверхности. Благодаря закры-
тым маслопроводам и масленкам можно применять
в этом случае масло с меньшей вязкость: .
паровых- машинах, а также на паровозах применяются
пресс-масленки с несколькими нагнетающими поршеньками, отдельно подаю-
щими смазку к различным частям машины.
ГЛАВА IX
КОНСТРУКЦИИ ПАРОВЫХ МАШИН
§ 44. ТЕПЛОФИКАЦИОННЫЕ ПАРОВЫЕ МАШИНЫ
Под термином «теплофикация» понимают централизованное теплоснаб-
жение промышленности и коммунального хозяйства на базе комбинированного
производства тепловой и силовой (электрической) энергии.
Чтобы выяснить экономическое значение теплофикации при комбиниро-
ванной выработке силовой и тепловой энергии, рассмотрим показатели ра-
боты современной паросиловой установки. Для установки с паровой машиной,
работающей перегретым паром с выпуском в конденсатор, т. е. в лучших усло-
виях, к. п. д. котла т]к =0,85; термический к. п. д. т;т = 0,35; индикаторный
относительный к. п. д. т;0< = 0,80; механический к. п. д. i)M = 0,9. Значит,
даже в такой паросиловой установке используется менее 25% тепла топлива.
Самым низким из этих к. п. д. является термический к. п. д., величина кото-
рого для современных машин колеблется в пределах от 12 до 35%. Это вполне
понятно, так как основной потерей в паросиловой установке является потеря
тепла с отработавшим паром, которая составляет от 500 до 600 ккал1кг и кото-
рая зависит исключительно от состояния пара до и после машины.
Современная теплотехника, достигнув значительных успехов в констру-
ировании паровой машины, приблизивших действительный процесс к образ-
цовым циклам, пошла по новому пути повышения экономичности паросило-
вых установок. Путь этот — использование тепла отработавшего пара для
теплофикации.
Если пар, выпускаемый из машины с теплосодержанием z®, направляется
в нагревательные приборы, в которых это теплосодержание понижается до г3,
то при удельном расходе пара de кгффф. л. с. час при к. п. д. нагревательных
приборов т]н и при удельном расходе топлива Ьлкг1эфф л. с. час (имеющего
94
теплотворную способность Q^) полный к. п. д. машины и нагревательных
приборов будет равен:
632,3 + — i3)de
^тепл
(44,1)
Если, например, отработавший пар паровой машины с давлением 1,2 ата
используется в нагревательных приборах, имеющих к. п. д. т]н = 0,95, до
конденсации в них при атмосферном давлении, то для такой установки ia, =
= 580 ккал/кг; i3 = 100 ккал/кг. Если при этом удельные расходы пара и топ-
лива de = 7,5 кг/эфф. л. с. час; Ье = 0,9 кг]эфф. л. с. час, то, приняв тепло-
творную способность топлива = 7000 ккал/кг, получим:
_ 632,3 + 0,95(580— 100) X 7,5 _ n
^тепл — 0,9 X 7000 —
В то время, как такая же машина, но работающая без использования
тепла отработавшего пара, будет иметь к. п. д. всего лишь:
^экон = О-1-
Из рассмотренного примера видно, что общий к. п. д. теплофикационной
машины весьма высок и превышает даже к. п. д. лучших установок с двигате-
лями внутреннего сгорания. Кроме того, при теплофикации уменьшаются
капиталовложения и расход металла за счет укрупнения установок и совме-
щения отопительных котельных с котельными электростанций; снижаются
эксплуатационные расходы и уменьшается количество рабочей силы, необ-
ходимой для энергетики и теплоснабжения; разгружается транспорт вслед-
ствие применения местных видов топлива и сокращения дальности его перево-
зок; уменьшается пожарная опасность; улучшаются санитарно-гигиенические
условия в населенных пунктах и на производственных предприятиях; сни-
жается стоимость как электрической, так и тепловой энергии в результате
значительного повышения к. п. д.
Как было указано при рассмотрении классификации и типцв паровых ма-
шин, теплофикационные машины могут быть с концевым отбором пара или,
как их иногда называют, с противодавлением и с промежуточным отбором
пара.
Теплофикационными машинами с концевым отбором пара называют
машины, у которых весь отработавший пар полностью направляется в теплосеть
для теплофикации.
Теплофикационные машины с промежуточным отбором пара — это ма-
шины многократного, чаще двукратного расширения, у которых часть пара,
отработавшего в ц. в. д., отбирается для теплофикации, а часть направляется
в ц. н. д. и после совершения работы в нем поступает в конденсатор. Иногда
такие машины называют теплофикационно-конденсационными.
Машины с концевым отбором пара выгодно применять в том случае,
если весь отработавший пар может быть использован для теплофикации.
Если для теплофикации требуется количество пара, меньшее чем проходящее
через машину, или тепловая нагрузка колеблется в значительных пределах,
то применяют машины с промежуточным отбором.
§ 45, КОНСТРУКЦИЯ И РАБОТА ТЕПЛОФИКАЦИОННЫХ МАШИН
Теплофикационные машины с концевым отбором конструктивно не отли-
чаются от обычных паровых машин. В большинстве это одноцилиндровые
машины, отработавший пар которых при давлении выше атмосферного направ-
ляется в тепловую сеть. Величина давления в концевом отборе (противодавле-
ние) выбирается в зависимости от требований производства. Чаще всего дав-
ление пара при концевом отборе 1,5—3 ата, но применяются установки, в
95
которых отработавший пар имеет давление 6—8 ата. С увеличением давления
выпуска необходимо повышать давление острого пара, что при современных до-
стижениях техники в области высоких давлений не представляет затруднений.
В машинах с концевым отбором пара, при постоянном давлении впуска,
с увеличением противодавления расход пара увеличивается, так как при этом
Рис. 82. Расход пара паровой машиной в зависимости
от величины противодавления.
Рис. 83. Схема паровой машины с промежуточным
отбором пара.
уменьшается располагаемый
теплоперепад — /2. Однако,
если повышать давление све-
жего пара одновременно с
увеличением противодавле-
ния, то можно не только со-
хранить расход пара на одном
уровне, но даже и понизить
его. На рис. 82 представлен
полученный опытным путем
график изменения расхода
пара в зависимости от вели-
чины давлений впуска и вы-
пуска.
В паровых машинах с
концевым отбором степень
наполнения должна быть
больше, чем в конденсацион-
ных машинах, чтобы давление
в конце расширения всегда
было больше, чем давление
выпуска. Чтобы избежать
петель отрицательной работы
в конце расширения, приме-
няют большое предварение
выпуска. По тем же причи-
нам в машинах с концевым
отбором сжатие должно быть
незначительным, и поэтому
прямоточные машины в этом
случае неприменимы.
При применении машин
с концевым отбором, для
удовлетворения потребителей
с переменными режимами ра-
боты, желательно применение
паровых аккумуляторов, ко-
торые заряжаются при сни-
жении теплового потребления
и разряжаются при его воз-
растании.
Машины с промежуточ-
ным отбором — это почти
исключительно машины двукратного расширения, хотя имеются и одноцилин-
дровые машины, в которых часть пара отбирается во время расширения или
сжатия, но они распространения не получили.
На рис. 83 представлена схема двухцилиндровой машины с промежуточ-
ным отбором. Впуск пара в ц. в. д. управляется регулятором скорости 6.
Отработавший в ц. в. д. пар выходит в ресивер, давление в котором устанав-
ливается в зависимости от требований производства и поддерживается постоян-
ным регулятором давления 5. Часть пара из ресивера через запорный вентиль 4
направляется ..в тепловую сеть. По пути пар проходит маслоотделитель 3.
96
К трубопроводу тепловой сети подключена магистраль свежего пара, давление
которого понижается редукционными клапанами 1. Левый клапан автомати-
чески подает острый пар из котла, когда временно оказывается недостаточ-
ным количество пара, поступающее из машины, а правый подает пар только
при остановке машины или ее работе на чисто конденсационном режиме.
Взаимное действие регулятора скорости и регулятора давления позволяют
поддерживать постоянную мощность машины при переменном отборе пара
или постоянный отбор пара при переменной мощности машины. На трубопро-
воде тепловой сети установлен предохранительный клапан 2 на случай рез-
кого повышения давления вследствие выключения сразу нескольких потре-
бителей тепла.
Для каждой машины, работающей с промежуточным отбором пара, можно
установить соотношение между ее
пара. Обычно эти соотношения вы-
ражаются графически, на диаграм-
мах отбора пара. Такая диаграм-
ма представлена на рис. 84 для
локомобиля СТК-350 при макси-
мальной паропроизводительности
котла D = 2200 кг /час. На диа-
грамме дана зависимость между
величиной отбора параОотбв кг {час
и мощностью Ne в эфф. л. с., а так-
же величина возможной доли отби-
Дотб
раемого пара <р = g— при различ-
ных мощностях машины локомо-
биля.
Пользуясь такой диаграммой,
можно, например, определить, ка-
кой полный расход пара D кг фас
будет у локомобиля СТК-350 при
мощности Ne = 320 л. с. и отборе
пара О0Тб = 500 кг фас. На оси
абсцисс находим мощность 320 л. с. ,
мощностью и количеством отбираемого
Рис. 84. Диаграмма режимов локомобиля
СТК-350.
а на линии ДОтб =500 кг фас находим
точку А. Проектируя ее на ось орди-
нат, направо находим, что полный
расход пара будет D 2015 кг фас.
Тепло отработавшего пара может быть использовано для самых разно-
образных целей. Особенно широки области применения теплофикационных
двигателей на предприятиях химической и пищевой промышленности.
Для отопления может быть использовано тепло отработавшего пара
низкого давления, что дает возможность во многих случаях применять кон-
денсационные машины. Для приготовления горячей воды, используемой для
промышленных целей при различных технологических процессах, температура
воды должна быть 80 4- 100°, и здесь целесообразно применять машины с ма-
лым разрежением в конденсаторе или машины с концевым отбором невысокого
давления. Для целей варки на таких производствах, как свеклосахарное,
рафинадное, целлюлозно-бумажное, красочное и др. требуется пар
давлением выше 24-3 ата, и в этом случае возможно применение машин как
с концевым, так и с промежуточным отбором пара. При нагреве воздуха, исполь-
зуемого для целей сушки и вентиляции, возможно применять машины со
значительным разрежением в конденсаторе. К таким производствам отно-
сятся пивоваренное, лесообрабатывающее и некоторые сельскохозяйст-
венные.
Кроме того, пар низкого потенциала из промежуточного отбора может
7 ни
97
быть использован и для силовых целей, как, например, паровые молоты,
компрессоры, прессы по обработке металла, работающие паром при давле-
нии 1,5 4- 5 ата.
§ 46. ЛОКОМОБИЛЬНЫЕ МАШИНЫ
Локомобиль — это паросиловая установка, в которой котельный агрегат
и паровая машина смонтированы вместе и представляют одно целое. В силу
этих особенностей локомобиль сравнительно, с. другими паромашинными уста-
новками имеет ряд преимуществ.
Основными достоинствами локомобиля являются небольшой вес установки
на единицу мощности, простая конструкция и надежность в работе, упрощен-
ный и быстрый ремонт, достаточно высокая экономичность установ-
ки (7]эи = 15 4- 18%).
В связи с указанными особенностями локомобили широко применяются
в различных отраслях народного хозяйства. В ряде предприятий различных
отраслей промышленности локомобиль, как первичный двигатель, играет
ведущую роль. К таким отраслям промышленности относятся лесообрабаты-
вающая, целлюлозно-бумажная, добыча торфа, первичная обработка волокна,
пищевая промышленность, добыча золота, серебра и платины, сельское хозяй-
ство и предприятия местной промышленности.
Все существующие конструкции локомобилей можно отнести к двум
типам:
1) передвижные—облегченной конструкции, сравнительно небольшой
мощности (до 50 эфф. л .с., в редких случаях до 75 эфф. л. с.); такие локомо-
били обычно устанавливаются на колесном ходу и легко перевозятся с одного
места и а другое;
2) стационарные, устанавливаемые на постоянном фундаменте. Такие
установки иногда называют полулокомобилями. Стационарные локомобили
строятся больших мощностей, чем передвижные: обычно от 100 эфф. л. с.
до 600 эфф. л.с. и (редко) больше в одном агрегате.
Несмотря на то, что дореволюционная Россия нуждалась в значитель-
ном количестве локомобилей различных типов и мощностей, строительство
их постоянно производилось только на одном Людиновском заводе. До
Великой Октябрьской социалистической революции большинство локомобилей
ввозилось из-за границы.
После Великой Октябрьской социалистической революции Людинов-
ский завод был значительно расширен и переоборудован и стал одним из
передовых заводов в области локомобилестроения. В годы сталинских пятиле-
ток были построены Херсонский и Красноярский заводы и в последние годы—
Сызранский и Могилевский.
Локомобили Людиновского завода классов А и Д работают насыщен-
ным паром. Локомобили А одноцилиндровые, а Д — сдвоенные. Сейчас они
не строятся и заменены более совершенными класса П, у кото-
рых применен перегрев пара и число оборотов доведено до 300 в одну
минуту.
До 1941 г. советские заводы выпускали передвижные локомобили П-1
и П-3, а в период 1945—1947 гг. Сызранский, Людиновский и Херсонский
заводы строили локомобили 4ЛП-20. Эти локомобили теперь сняты с произ-
водства и заменены типом П-25. Херсонский завод строит также локомобили
типа ЛП-38 и ЛП-75, у которых коробчатые золотники заменены цилиндри-
ческими с внутренним впуском пара и применено жесткое соединение цилин-
дра с котлом. Смазка основных частей локомобиля центробежная.
На рис. 85 представлен передвижной локомобиль типа П-25 мощно-
стью 25 л. с.
Стационарные локомобили класса ЛМ, строившиеся до 1938 г., теперь за-
менены более совершенными локомобилями класса СК. Это вполне современные
локомобили с машинами двойного расширения, работающие перегретым до
98
Рис. 85. Передвижной локомобиль П-25.
Рис. 86. Стационарный локомобиль Людиновского завода СК-125:
/—слив; 2—моировоздушный насос; з—маховик-шкив для снятия мощности; з—конденсатор-водоподогреватель; 5—центробежный насос.
375° С паром при давлении 15 ати и с выпуском в конденсатор. На рис. 86
показан локомобиль типа СК-125.
В этих локомобилях ц. н. д. прямоточный и для уменьшения давления
в конце сжатия производится дополнительный выпуск пара золотником. В кон-
денсационном устройстве приме-
нен более совершенный тип мок-
ровоздушного насоса. Регулято-
ры имеют устройство, позволяю-
щее изменять число оборотов во
время работы локомобиля.
Стационарные локомобили
строятся не только конденса-
ционными, но и теплофикацион-
ными. Локомобили СТ (стацио-
нарные теплофикационные) одно-
цилиндровые с концевым отбо-
ром пара при давлении
2—4 ата. ЛокомобилиСТК (ста-
ционарные теплофикационно-
конденсационные) имеют проме-
жуточный отбор пара при том
же давлении.
Рис. 87. Цилиндр локомобиля П-25.
У локомобилей П-25 ци-
линдр 1 (рис. 87) отлит заодно
с золотниковой коробкой 6 и имеет сменяемую втулку 2. При впуске пар, войдя
в золотниковую втулку, по каналам 4 и 10 поступает в цилиндр. Выпуск
пара происходит по тем же каналам, но с наружной стороны золотника 7 и
отводится в паровыпускную трубу 8 через полости 5 и 9.
Рис. 88. Цилиндровый блок локомобилей СК Людиновского завода.
У локомобилей марок СК и СТК цилиндры высокого и низкого давления
представляют собой отдельные отливки, собранные на болтах (рис. 88).
Впуск в ц. в. д. 9 происходит по трубам 8 через окна 6 золотниковой коробки 7.
Выпуск из ц. в. д. производится внутренней кромкой золотника в среднюю
101
Таблица 13
Основные данные о локомобилях СК, СТК, СТ
Показатели Единицы изме- рения Марки локомобилей
СК-125 СК-175 1 СК-250 1 СК-350 СК-500 СК-700 СТК-350 СТ-250 S СО О
Мощность локомо- биля: а) номинальная эфф. л. с. 100 140 200 280 400 560 280 200 280
б) максимально- продолжитель- НЭ51 ..... » 125 175 250 350 500 700 350 250 350
в) максимально- кратковремен- ная » 150 210 300 420 600 840 420 300 420
Число об/мин при максимальной длительной на- грузке .... об/мин 280 250 187 187 187 187 187 250 250
Маховики: а) число . . . шт. 2 2 2 2 2 2 2 2 2
б) диаметр . . мм 1700 2000 2250 2400 2600 3000 2400 2000 2000
в) ширина . . » 230 280 350 450 500 640 450 320 380
Степень неравно- 1 1 1 1 180 0,74 1 180 0,74 1 180 0,74 1 160 0,75 1 160 1,12 1 160 1,00
мерности хода Расход на эфф. л. с. час: а) условного топлива Qfi= =7000 ккал/кг кг яфф.л.с.час Лбб 0,76 ЛбО 0,75 Лбб 0,75
б) пара при мак- симально- длительной мощности > 5,50 5,25 5,25 5,25 4,80 4,80 5,25 8,00 7,50
Окружная скорость маховика: а) нормального м/сек 25,0 26,2 22,0 23,5 25,5 25,8 23,5 26,2 26,2
б) утяжеленного » 25,5 27,5 24,5 26,5 — — 26,5 27,5 27,5
Диаметр цилин- дров: а) ц. в. д. , . мм 190 220 280 320 360 430 320 320 370
б) ц. н. д. . . » 370 430 560 640 720 860 640 — ——
Ход поршня . . . > 360 410 470 520 560 620 520 480 510
Вес локомобиля: а) в рабочем со- стоянии „ . m 16,8 22,3 32,5 45,0 65,0 78,5 45,0 33,5 45,0
б) холодного . » 15,0 20,0 30,0 41,5 60,0 72,5 41,5 30,0 41,5
102
Продолжение табл. 13
Показатели Единицы изме- рения Марки локомобилей
СК-125 СК-175 СК-250 СК-350 СК-500 СК-700 СТК-350 СТ-250 СТ-350
Вес маховика:
а) нормального б) утяжеленного кг > 772 807 1301 1402 2710 2900 2772 3500 3885 5330 5648 2772 3500 1250 1467 1861 2193
Передача к гене- ратору Р е м е ина И Же- Же- Р е I я е и [ а я
сткая сткая
или
Габаритная длина локомобиля . . мм 7320 8140 8710 9290 ремен- ная 10534 11310 9290 9653 10668
Габаритная ширина локомобиля . . > 2940 3070 4290 4910 5535 5790 4910 4017 4705'
Габаритная высота локомобиля . . 2880 3090 3445 3775 4215 4770 3775 3570 3965
Примечания. 1. Все локомобили, указанные в дайной таблице, имеют давление
в котле 15 ати при температуре 320° 4- 350° С.
2. Давление в конденсаторе для всех локомобилей, кроме СТ, имеющих концевой отбор
пара, равно 0,12 ата.
3. Локомобили СТК-350 имеют промежуточный отбор пара 1,5 4- 3,0 ати.
Таблица 14
Основные данные о передвижных локомобилях Людиновского и Херсонского
заводов
Показатели Марки локомобилей
П-25 П-38 П-75 4ЛП-20 ЛП-38 ЛП-75
Номинальная мощность (в эфф. л. с.) 20 30,5 60 20 30 60
Максимально продолжительная мощность (в эфф. л. с.) . . . 25 38 75 25 37,5 75
Кратковременная мощность (в эфф. л. с.} 30 46 90 30 45 90
Число оборотов в минуту . . . 300 300 280 300 350 350
Степень неравномерности. . . 1/50 1/100 1/100 1/60 1/100 1/120
Расход условного топлива (в кг/эфф. л. с. час) .... 1,40 1,30 1,24 1,30 1,25 1,20
Расход пара (в кг/эфф. л. с. час.) 10,0 9,50 8,50 9,40 8,50 8,20
Давление пара в котле (в ати) 12 12 12 13 13 13
Температура перегрева (в град.) 300 300 300 300 300 300
Вес локомобиля брутто (в т) . 4,10 5,50 7,65 3,20 3,60 5,80
Диаметр шкива для передачи к генератору (в мм) .... — 360 600/450 — 360 600/450
локомобилей
4ЛП-20 и ЛП-38
разрабо-
Примечание. В настоящее время взамен
таны усовершенствованные типы ПУ-25 и ПУ-38.
103
часть золотниковой коробки, и по ресиверу 4 пар переходит в золотниковую
коробку ц. н. д. 10. Парораспределение ц. н. д. осуществляется золотником 3.
Ц. н. д. 11 — полупрямоточный, впуск в него производится через окна 2,
а выпуск как через средние окна 12, открываемые поршнем, так и через окна 2
после того, как при обратном ходе поршень закроет окна 12. Отработавший пар
из золотниковой коробки и. н. д. через каналы / и 5 поступает в паровы-
пускную трубу 13 и выходит в конденсатор.
Для уменьшения тепловых потерь в окружающую среду у цилиндров
локомобилей применялись паровые рубашки, но с переходом на работу пере-
гретым паром от паровых рубашек отказались, и их с успехом заменяет хоро-
шая асбестовая изоляция с железной обшивкой. Таковы цилиндры локомо-
билей П-25, П-38, всех марок ЛМ, СК, СТ и СТК- У локомобилей П-1 и П-3
паровая рубашка имеется только по концам цилиндра для обогрева его крышек.
Основные данные о локомобилях отечественных заводов приведены в табл.
13 и 14.
§ 47. ОБЗОР ВЫПОЛНЕННЫХ КОНСТРУКЦИЙ ПАРОВЫХ МАШИН
Стационарные паровые машины средних и повышенных мощностей в
настоящее время чаще всего строятся горизонтальными, двукратного расши-
рения, преимущественно типа тандем и несколько реже компаунд. Вертикаль-
ные многоцилиндровые машины строятся сравнительно редко—при необходи-
мости иметь значительную мощность при большом числе оборотов.
Для небольших мощностей чаще всего применяются одноцилиндровые
машины: горизонтальные—при небольшом числе оборотов и вертикальные
быстроходные.
Ниже приведены наиболее характерные типы современных стационарных
паровых машин.
На рис. 89 представлена горизонтальная машина тандем, мощностью
500 эфф. л. с. при 180 об/мин, работающая перегретым паром, при начальном
давлении 13 ати и с выпуском в конденсатор. Машина укороченного типа
и занимает сравнительно небольшую площадь в машинном зале.
На рис. 90 изображена горизонтальная машина компаунд (разрез по
ц. в. д.) с расцспным клапанным парораспределением и выпуском отработав-
шего пара в конденсатор. Маховик расположен между цилиндрами.
Одноцилиндровая горизонтальная машина изображена на рис. 91. Мощ-
ность машины 250 эфф. л. с. Машина работает перегретым паром с выпуском
в конденсатор. Пар подводится в цилиндр машины через крышки, обогревая их.
Одноцилиндровая вертикальная паровая машина представлена на рис. 92.
Машина работает перегретым паром при давлении 10 ати с выпуском в атмо-
сферу. Рама и колонны машины образуют цельную отливку. Вал коленчатый
с минимальным расстоянием между подшипниками. Парораспределение —
цилиндрическим золотником. Мощность машины 30 эфф. л. с. при 300 об/мин.
Прямоточная паровая машина мощностью 200 эфф. л. с. представлена
на рис. 93. Машина работает насыщенным паром с выпуском в конденсатор.
Судовая машина тройного расширения (рис. 94 и 95) работает перегретым
паром с давлением 14 ати. Машины такого типа строятся мощностью от
500 до 1800 эфф. л. с. при ПО—180 об/мин. Машины занимают
сравнительно небольшую площадь, но имеют большую высоту—от 4,2 до
7 м. Регулирование мощности и реверсирование производится двухэксцент-
риковой кулисой.
На рис. 96 представлена небольшая машина с вильчатой рамой и цилин-
дром на весу. Машина работает перегретым паром с давлением 11 ати и вы-
пуском в атмосферу. Парораспределение — цилиндрическим золотником.
Мощность машины 35 эфф. л. с. при 220 об/мин.
На рис. 97 изображена машина тандем с промежуточным отбором пара
и клапанным расцепным парораспределением, а на рис. 98 — одноцилин-
104
9 8 7 6
5
4
Нис. 89. Горизонтальная машина тандем:
1—выхлопная труба; '2—выпускные клапаны ц. н. д.; 3—цилиндр низкого давления; /—впускные клапаны ц. н. д.; 5—выпуск-
ные клапаны ц.в.д.; о—цилиндр высокого давления; 7—впускной клапан ц. в. д.; S—крейцкопф; 9—шагун; ю—соединение частей
обода маховика; 11—привод мокровоздушпого насоса; 12—мокровоздушный насос со всасывающими щелями; 13—конденсатор.
Рис. 90. Горизонтальная машина компаунд:
I—крейцкопф; 2 и 4— впускные клапаны; 3—плоский пружинных регулятор; з—поршень;
6— выпускной клапан; 7—выхлопная труба; з—конденсатор.
8 9 10
Рис. 91. Одноцилиндровая горизонтальная машина:
I—маховик; 2—шатун; 3—крейцкопф; 4—поршень; 6—впускной клапан; 6—выпускной
клапан; 1—впуск свежего пара; «—выхлопная труба; 9—конденсатор; ю—мокровоадуш-
ный насос; 11—выход воды.
106
Рис. 92. Одноцилиндровая вертикальная машина:
1—коленчатый вал; 2—шатун; 3—крейцкопф; 4—шток поршня; 5—поршень; 6—цилиндри-
ческий золотник- 7—эксцентриковая тяга; «—эксцентрик.
107
дровая машина с концевым отбором пара при давлении 3,5 ати и клапанным
распределением с качающимися кулаками.
Паровозные паровые машины строятся всегда многоцилиндровыми, чаще
всего двухцилиндровыми. С внедрением перегретого пара машины двукрат-
ного расширения почти перестали применяться на паровозах и, за редким ис-
ключением, все современные паровозы имеют двухцилиндровые машины
однократного расширения. Цилиндры машины соединяются друг с другом
и образуют так называемый цилиндровый блок, крепящийся к раме паровоза
и служащий опорой для котла.
Рис. 93. Прямоточная паровая машина:
1—сдвоенный мокровоздушный насос; 2— шатун; з—шейка колена; /—крейцкопф; 5—пор-
шень; в—трубопровод свежего пара; 7—конденсатор.
На мощных советских паровозах серии ИС машина работает паром при
давлении 16 ата и температуре 350°—400° С. Парораспределение — поршне-
вым золотником с внутренним впуском. Изменение степени наполнения и
направления вращения осуществляется одноэксцентриковым (с контркривоши-
пом) кулисным механизмом. Машина имеет целесообразную и простую кон-
струкцию и надежна в эксплуатации.
В 1948 г. научно-техническим отделом Министерства лесной промыш-
ленности СССР была спроектирована, а в 1949 г. выпущена в серийное
производство передвижная паровая электростанция ППЭС-40 (рис. 99). Паровая
машина электростанции-—горизонтальная, двухцилиндровая, однократного рас-
ширения, двойного действия, с клапанным парораспределением. Мощность
машины 60 эфф. л. с. при 750 об/мин. Вал машины жестко соединен с валом
генератора. Начальное давление пара 20 ати при температуре 300—350° С.
Отработавший пар при давлении 1,5 ати направляется в одноступенчатую
турбину, которая вращает крыльчатку вентилятора воздушного конденсатора.
Вся электростанция смонтирована в вагоне узкой колеи, применяемой на ле-
соразработках.
Московским отделением ЦКТИ разработаны проекты передвижных си-
ловых установок, состоящих из водотрубного котла, паровой машины, генера-
тора электротока и вспомогательных устройств, смонтированных на общей
J08
раме с колесами. Установка мощностью 25 эфф. л. с. прошла заводские испы-
тания и сдается в серийное производство. Заканчивается проектирование
таких же установок мощностью 50, 75 и 100 эфф. л. с. Все машины односто-
роннего действия с числом оборотов 1500 в минуту. Начальные параметры
пара 30 ати и 4254-450° С. Парораспределение золотниковое.
Рис. 94. Вертикальная реверсивная судовая машина тройного расширения (вид сбоку):
г—кулисный механизм; 2—механизм для перевода кулисы; ,3—цилиндр низкого давления; -1—пор-
шень ц. н. д.; 5—мокровоздушный насос.
Термический к. п. д. паровой машины повышается с увеличением началь-
ных параметров пара. Поэтому в последние годы расширяется область приме-
нения пара высокого давления в паровых машинах.
Паровые машины высокого давления как в работе, так и в конструкции
имеют особенности, отличающие их от обычных паровых машин. Применение
пара высокого давления экономически выгодно только в машинах многократ-
но
Рис. 95. Вертикальная реверсивная судовая машина тройного расширения
(вид спереди):
6—цилиндрический золотник п. в. д.; 7—цилиндр высокого давления; 8—золотник п- с. д.;
S—цилиндр среднего давления; 10—предохранительный клапан; Л—плоский золотник
ц. н. д.(с двойным впуском); J2—сальник; и—шток поршня; 14—крейцкопф; 18—колен-
чатый вал; 16— упорный подшипник гребного вала.
Рис. 96. Одноцилиндровая машина малой мощности:
1—выхлопная труба; 2—впуск свежего пара; 3—пусковой вентиль; /—масленки.
ного расширения, так как в одноцилиндровой машине в этом случае получается
слишком малая, трудно
разность температур све-
жего и отработавшего
пара может вызвать
опасные деформации ча-
стей машины.
Машины с концевым
отбором при давлении в
отборе 13-? 14 кг/см2 и
выше могут быть и одно-
цилиндровыми с дав-
лением свежего пара
до 100 кг/сж2.
Цилиндры паровой
машины высокого давле-
ния должны иметь воз-
можно меньший объем
вредного пространства,
и для упрощения их
конструкции органы па-
рораспределения жела-
тельно размещать на
крышках цилиндров.
Отношение объемов ци-
линдров, соединенных
друг с другом, может
достигать при высоких
давлениях 1 : 7.
Отношение выби-
рается значительно боль-
шим, чем у обычных па-
ровых машин. Скорость
поршня благодаря это-
му, а также из-за уве-
личения числа оборо-
тов может достигать
до 25 м/сек.
Поршень паровой
машины высокого давле-
ния должен иметь 7 ? 9
уплотняющих колец.
Шток поршня приобре-
тает значительные разме-
ры, и его поперечное се-
чение может доходить
до 25% площади поршня
(Ц. в. д.).
Установка машины
на фундаменте и присое-
динение к ней паропро-
водов должны допускать
удлинение частей маши-
ны при нагреве.
осуществимая степень наполнения, а значительная
Полезно применять промежуточный перегрев пара с целью уменьшения
начальной конденсации в ц. н. д.
111
Рис. 98. Одноцилиндровая машина с концевым отбором пара:
1—выпускные клапаны; г—контршток; з—поршень; /—впускные клапаны; г—масленка центральной подачи смазки;
6—коренной подшипник.
8 till
Рис. 99. Паровая машина
передвижной электростанции
ППЭС-40 Министерства лесной
промышленности СССР:
1—пусковой клапан; 2— дроссель-
ный клапан; 3—цилиндр; 4—канал
для смазки; 5—поршневые кольца;
6—шток; 7—поршень; 8— шток кла-
пана; 9—рычаг подъема впускного
клапана; 10—ролик впускного кла-
пана; и—распределительный кулач-
ный вал: 12—рычаг выпускного кла-
пана; 13—рычаг выпускного клапана;
14—пружина клапана: 15—сальник;
16—крейцкопф; 17—станина; 18—па-
раллель; 19—картер: 20—шатун; 21—
коленчатый вал; 22—щуп для про-
верки уровня масла в картере.
Индикаторная диаграмма машин высокого давления отличается от обыч-
ной быстрым падением давления по линии впуска и значительной разностью
давлений в конце расширения и при выпуске. Величина среднего индикатор-
ного давления может достигать 20 кг 1см2 и более. Расчеты показывают, что при
повышении давления до 110-:-120 ата удельный расход тепла в паровых
машинах сравняется с расходом тепла в лучших двигателях внутреннего
сгорания, но при том важном преимуществе, что в паросиловой установке
возможно использование любого топлива, в том числе и самого низкосортного.
Паровые машины высокого давления уже сейчас находят применение на паро-
возах, строящихся пока лишь в единичных экземплярах.
В 1937 г. был сконструирован и построен паровоз с прямоточным
котлом и машиной, работающей паром с начальным давлением 120 ата
и температурой 450° С. Рабочий цикл происходит следующим образом: пар
из котла поступает в цилиндры высокого давления, где расширяется до давле-
ния 18 ата и затем направляется в цилиндры низкого давления; при этом
часть пара ответвляется в тепловой аккумулятор, а остальной пар после
полного расширения в ц. н. д. направляется в конденсатор. Машина паровоза
имеет мощность 800 эфф. л. с. Он может проходить без набора воды до 1000 км.
Удельный расход пара на 304-35% меньше, чем в паровозах обычных кон-
струкций.
В 1939 г. паровозостроительный завод запроектировал пассажирский
паровоз типа 2-4-1 с работой паром при давлении 100 ата и температуре
485—500° С.
В отдельных, пока, правда, редких случаях, паровые машины находят
применение даже в установках, где до сих пор применялись исключительно
двигатели внутреннего сгорания: автобусы, автомобили и даже самолеты.
Во всяком случае, современное машиностроение не останавливается перед
созданием весьма быстроходных паровых машин, работающих паром повышен-
ных и высоких параметров, и понятно, что такие паровые машины будут нахо-
дить себе самое широкое применение.
ЧАСТЬ ВТОРАЯ
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
4
S
i
1,
i
ГЛАВА X
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ПАРОВЫХ ТУРБИНАХ
§ 48. ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ И СХЕМА УСТРОЙСТВА ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ
Паровые турбины, как и паровые машины, являются двигателями, пре-
образующими тепловую энергию пара в механическую работу, но как принцип'
действия, так и конструкция турбин и поршневых машин весьма различны.
В паровой машине пар, действуя периодически, оказывает статическое
давление на поршень и заставляет его перемещаться в цилиндре, производя
работу. В паровой турбине рабочий процесс
непрерывен и обусловливается динамическим 3 2
взаимодействием между паром и рабочими 4
лопатками.
Механическая работа в паровой турбине t VI /’
получается в результате двух процессов. \ д/ / Z'X И /
Первый процесс заключается в превращении —I ( % Г>/
потенциальной энергии пара в кинетическую 'ОЫ 1 \ (7-7 —:
энергию движения самого пара. Второй — YYa ' x-z Г*
в передаче этой кинетической энергии вра- /лД i д
вдающимся частям турбины, в результате чего ЛД.
создается крутящий момент, и на валу тур- /СтТТл
бины получается механическая работа. Пре-
вращение тепловой энергии пара в кине- Рис. 100. Схема паровой турбины,
тическую происходит в канале особой формы,
называемом паровым соплом. Пар, непрерывно выходя из сопла 4 (рис. 100)
со значительной скоростью, направляется на криволинейно изогнутые лопат-
ки 3, укрепленные на диске 2.
Частицы пара воздействуют на лопатки и приводят их в движение, в ре-
зультате чего диск 2 и вал 1 приводятся во вращение. Сопла и соответствующее
рабочее колесо (диск с лопатками) составляют одну ступень турбины. Турбины
могут иметь одну ступень — одноступенчатые, или несколько — много-
ступенчатые.
Взаимодействие между паром и лопатками турбины может осуществляться
двояко, и, в зависимости от этого, ступени турбины и сами турбины могут
быть активными или реактивными.
В активной ступени пар расширяется только в неподвижной части тур-
бины: в соплах или в каналах между неподвижными направляющими лопат-
ками. В этом случае давление пара одинаково как перед рабочим колесом, так
и за ним. Активные ступени называют поэтому ступенями равного давления.
В реактивной ступени расширение пара происходит как в соплах турбины,
так и между рабочими лопатками на вращающемся диске. Давление пара
8* 115
в реактивной ступени перед рабочим колесом больше, чем за ним. Поэтому
реактивные ступени называют ступенями избыточного давления. Почти все
современные паровые турбины не являются чисто активными или чисто реак-
тивными. Большинство современных турбин работает с большей или мень-
шей степенью реактивности.
Непрерывное действие пара на рабочие органы является одним из важней-
ших преимуществ турбины перед паровой машиной. Благодаря непрерывности
процесса в каждой определенной точке органов турбины, давление пара, его
температура, теплосодержание, скорость и различные усилия остаются постоян-
ными. Это позволяет применять высокие скорости пара и рабочих органов.
В тепловом отношении непрерывность процесса обеспечивает постоянство
тепловых явлений и улучшает условия работы в целом. В силу этих особен-
ностей, паровая турбина, по сравнению с паровой машиной, имеет следующие
преимущества:
а) возможность получения больших мощностей в одном агрегате;
б) лучшее использование тепловой энергии;
в) большие скорости, позволяющие соединять вал турбины непосред-
ственно с валом генератора электрического тока;
г) меньшие размеры и вес, приходящиеся на единицу мощности;
д) отсутствие возвратно-поступательно движущихся частей и, следо-
вательно, отсутствие неуравновешенных инерционных сил, что позволяет
обходиться без маховика и применять более легкие фундаменты;
е) возможность иметь несколько промежуточных отборов пара при раз-
личных давлениях для целей теплофикации.
Наряду с этими преимуществами, паровые турбины сравнительно с па-
ровыми машинами имеют и некоторые недостатки:
а) сложность установки при небольших мощностях;
б) понижение к.п.д при резко переменных режимах работы;
в) невозможность работы на небольших числах оборотов в минуту;
г) сложность реверсирования;
д) низкий к. п. д. при малых мощностях.
Эти особенности паровых машин и паровых турбин создали для каждой
из них свои области применения. Паровые турбины применяются, главным
образом, в качестве первичных двигателей электро- и теплоэлектроцентралей
повышенной мощности, как двигатели крупных судов, а также как двигатели
компрессоров и насосов мощных установок.
Всякая паровая турбина состоит из неподвижного корпуса, представля-
ющего собою ее наружную часть, образующую внутреннюю паровую полость,
и вращающегося в этой полости ротора. Корпус турбины со всеми установлен-
ными на нем и в нем деталями носит название статора. Ротор является внутрен-
ней частью турбины, несущей на себе рабочий лопаточный аппарат.
§ 49. КЛАССИФИКАЦИЯ ПАРОВЫХ ТУРБИН
Существующие паровые турбины можно разделять по следующим основ-
ным признакам:
А. По принципу действия п ар а: 1) активные, 2) реактив-
ные и 3) комбинированные.
Активные турбины, в свою очередь, могут быть с одной или с несколькими
ступенями давления, а каждая из ступеней давления может состоять из одной
или нескольких ступеней скорости. Реактивные турбины всегда делают много-
ступенчатыми со ступенями давления. У комбинированных турбин — активно-
реактивного типа несколько первых ступеней активные, а последующие —
реактивные. Такое деление лишь в основном характеризует типы турбин, так
как у современных активных турбин ступени низкого давления почти всегда
работают и по реактивному принципу, а у реактивных турбин почти всегда
имеется хотя бы одна (первая) активная ступень.
116
Б. По параметрам свежего пара: 1) турбины низкого
давления, работающие паром 1,24-2,5 ата; 2) турбины среднего (нормального)
давления, работающие паром до 35 ата с перегревом до 450° С; 3) турбины
высокого давления, работающие паром с давлением выше 35 ата и с перегре-
вом до 550° С; 4) турбины двух и трех давлений, с подводом к турбине мятого
пара и пара различных давлений.
В. По направлению потока пара: 1) осевые, у которых
поток пара движется вдоль оси турбины; 2) радиальные, у которых поток
пара движется в плоскости, перпендикулярной к оси турбины; 3) смешанные —
обычно радиальные, но имеющие несколько последних ступеней осевых.
Г. По количеству корпусов: 1) одноцилиндровые, у которых
весь лопаточный аппарат размещен в одном корпусе; 2) многоцилиндровые,
с размещением лопаточного аппарата в нескольких корпусах.
Д. По числу валов: 1) одновальные турбины, у которых все кор-
пусы расположены на одной оси и валы их соединены; 2) многовальные,
представляющие собою две или три одновальные турбины, связанные общим
тепловым процессом.
Е. По числу потоков па р а: 1) однопоточные — обычного типа;
2) двухпоточные, у которых пар подводится в среднюю часть корпуса и, де-
лясь на два потока, растекается к концам цилиндра; или, наоборот, подведен-
ный к разным концам корпуса пар течет двумя встречными потоками, соеди-
няясь в средней части корпуса.
Ж. По тепловому процессу и энергетической ха-
рактеристике: 1) конденсационные, с выпуском всего отработавшего
пара в конденсатор; 2) выхлопные, с выпуском отработавшего пара в атмосферу;
3) теплофикационные, которые могут быть: а) с концевым отбором пара, б) с од-
ним или несколькими промежуточными отборами пара, в) с промежуточным
и концевым отбором пара; 4) предвключенные турбины высокого давления,
срабатывающие до средних давлений пар, который затем совершает работу
в турбине нормального давления; 5) с промежуточным перегревом пара между
ступенями высокого и низкого давления.
3. По расположению конденсационных устройств:
1) подвальные, с расположением конденсационных устройств под турби-
ной; 2) бесподвальные, с расположением конденсационных устройств на
одном уровне с турбиной.
И. По числуоборотов вала турбины: 1) тихоходные,
с числом оборотов менее 3000 в минуту; 2) нормальные, с числом обо-
ротов 3000 в минуту; 3) быстроходные, с числом оборотов более 3000
в минуту.
К. По способу соединения с генератором или
рабочей машиной: 1)с прямой передачей посредством муфты, соеди-
няющей вал турбины с валом рабочей машины; 2) редукторные турбины с зуб-
чатой передачей между валом турбины и валом рабочей машины.
Л. По принципу регулирования: 1) турбины с дрос-
сельным регулированием (мятием пара); 2) с сопловым регулированием;
3) с комбинированным регулированием; 4) с обводным регулированием для
перегрузки.
М. По области применения: 1) стационарные турбины
с постоянным числом оборотов — в большинстве случаев турбогенераторы;
2) стационарные, с переменным числом оборотов, предназначенные для при-
вода вентиляторов, компрессоров, насосов и т. п.; 3) турбины нестационарного
типа, с постоянным или чаще переменным числом оборотов для турболокомо-
тивов, судов и авиации.
Н. По назначению:!) главные, несущие основную нагрузку стан-
ции; 2) пиковые, служащие для покрытия временных больших нагрузок;
3) турбины собственных нужд, обеспечивающие потребность в энергии самой
станции.
117
В СССР основные типы турбин установлены в 1947 г. Государственным
общесоюзным стандартом—ГОСТ 3618-47 и 3678-47.
Для обозначения типов турбин применяется следующий шифр.
Первая буква шифра характеризует давление пара при впуске.
А — среднее давление 16—35 ата.
В — высокое давление, более 35 ата в турбинах, выпускаемых заводами
СССР, обычно 90 ата.
М — мятый пар (отработавший), давление 1,2-?2 ата.
Вторая и третья буквы шифра характеризуют тип турбины.
К —: конденсационная, с выпуском всего отработавшего пара в конден-
сатор.
Т — теплофикационная, с промежуточным отбором пара при давлении
от 1,2 до 6 ата.
П — с промежуточным отбором пара при давлении 4—13 ата для про-
мышленных целей.
Р — с противодавлением — концевым отбором пара при весьма широком
диапазоне параметров отработавшего пара.
Первая цифра в шифре показывает номинальную мощность турбины
в тысячах киловатт, вторая — порядковый номер конструкции турбины.
Например, АП-6-1 означает: турбина среднего давления с промежуточным
отбором пара для промышленных целей номинальной мощностью 6000 кет,
первый вариант.
ГЛАВА XI
ПРОЦЕСС РАСШИРЕНИЯ ПАРА В СОПЛАХ
§ 50. ПРЕОБРАЗОВАНИЕ ЭНЕРГИИ В СОПЛАХ
Преобразование тепловой энергии пара в
в результате его расширения в сопле при истечении в среду с давлением, мень-
шим, чем давление пара при входе в сопло. За счет понижения давления от
начального р0 до конечного рг пар повышает свою скорость от с0, с которой
он входил в сопло, до си (скорость истечения). Очевидно, что при истечении
1 кг пара, масса которого равна /п=-^-кг сек.2/м,
возрастает
кинетическую происходит
кинетическая энергия его
на
mcft тс% — Со ,
дАа = —g-2~ = —^—кгм/кг.
(50,1)
1
g
На это повышение кинетической энергии затрачивается тепло:
с2 — с2 с2 — с2
<7а = А • Д/-а = A = §з8о ккал j кг. (50,2)
Если считать, что расширение пара в сопле происходит без теплообмена,
т. е. адиабатически (рис. 101), то теплосодержание пара при этом пони-
жается на
ht = /0 — 1и ккал)кг,
где: i0 — теплосодержание пара, перед соплом,
/1( — теплосодержание пара после адиабатического расширения в сопле.
Величину ht называют адиабатическим, или располагаемым теплопере-
падом, и на is диаграмме он выражается отрезком вертикальной прямой, соеди-
няющей точки Ао и Alt, характеризующие начальное и конечное состояние
пара в сопле. На основании закона сохранения энергии можно, приравняв
количества энергии q и h, вывести известную из термодинамики формулу ско-
рости истечения пара:
си ~ 91 >5 1/ i’o lit + 8380 м1сек‘ (50,3)
118
Если пренебречь скоростью входа пара в сопло с0, так как она обычно
незначительна по сравнению со скоростью истечения clt, то
с1£ = 91,5 У (0 — iu = 91,5 УЛ? м/сек. (50,4)
Пример 9. Определить скорость истечения
пара из сопла при адиабатическом его расширении
от давления 20 ата и t =300° С до давления 0,1 ата.
Расчет сделать без учета и с учетом входной скорости,
которую принять с0 = 200 м/сек.
На is диаграмме (рис. 101) находим точку пересе-
чения изобары pt = 20 ата с изотермой (0 = 300° С.
Этой точкой Ав определяется начальное состояние
пара при входе в сопло. Ордината этой точки
i0 = 721 ккал/кг.
Проведя из точки Ло адиабату (вертикаль) до
пересечения с изобарой рг = 0,1 ата, находим
(точка Alt):
ilt = 512 ккал/кг.
Следовательно, адиабатический теплоперепад
в сопле
ht = Ze — ilt — 721 — 512 = 209 ккал/кг.
Теплоперепад hi определяется как длина отрезка
прямой A0Alt в масштабе ординат is диаграммы.
Тогда скорость истечения без учета входной скорости:
Рис. 101. Адиабатический процесс
расширения пара в сопле на
is диаграмме.
с,. = 91,5 = 91,5 У 209 = 1322,8 м/сек. _
16
Если учесть входную скорость пара с0 = 200 м/сек, то получим:
200^
Clt =91,5 4 — = 91,5 Л/ 209 ч- = 1335,8 м/сек.
Этот пример показывает, что в практических расчетах сопел иногда
можно пренебрегать входной скоростью пара. Вывод этот не относится к расчету
сопел и направляющих лопаток многоступенчатих турбин.
§ 51. ВЫБОР ПРОФИЛЯ СОПЛА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ
ЕГО РАЗМЕРОВ
Для избежания излишних потерь при движении пара в сопле необхо-
димо, чтобы струя пара не сжималась стенками сопла и не отрывалась от
них. Поэтому любая площадь поперечного сечения сопла должна соответ-
ствовать объему пара в этом сечеиии.
Для определения площади сечения сопла используем уравнение непрерыв-
ности струи пара:
Gv = fc; (51,1)
где: G — расход пара через сопло (в кг /сек),
у — удельный объем пара в данном сечении (в м?/кг),
f — площадь данного сечения сопла (в м2),
с — скорость пара в данном сечении (в м /сек).
Если расход пара G — 1 кг/сек, то площадь сечения сопла
/ = (51,2)
При движении пара в сопле удельный объем его увеличивается и скорость
возрастает. Пусть в каком-то сечении п — п (рис. 102) сопла, весьма мало
удаленном от входа в сопло, приращение удельного объема пара составило Др,
а приращение скорости — Дс. Тогда площадь этого сечения
_ Ц> + Д“ м2
= ---;---- ЛГ*.
ц>+ ДС
119
Изменение площади сечения по сравнению с начальной будет:
= f f = vo + &v_______ с<ли —Ц)ДС _ Рв /_Д£
1 /п /о Со+ДС О) Со(Со+ДС) Со+дЦ Ро
(51,3)
со /
В полученном уравнении— — относительное приращение удельного
р0
объема пара, ——относительное приращение скорости при понижении дав-
ления от р0 до рп.
Рис. 102. Изменения объема и скорости
пара при расширении в сопле.
Если бы при расширении пара в сопле относительные приращения объема
и скорости были одинаковы, то д/ равнялось бы нулю и сопло должно было бы
быть цилиндрическим, В действительности
изменения удельного объема и скорости не
одинаковы и происходят по разным зако-
нам. На рис. 102 показаны графики изме-
нения скорости с и удельного объема v
при движении пара в сопле и его расши-
рении. Над графиками изображен профиль
сопла, площади сечения которого вычисле-
ны по уравнению (51,2).
Из графика видно, что в начале рас-
ширения, при еще незначительном пони-
жении давления, скорость пара увеличи-
вается быстро, а приращение удельного
объема пара сначала незначительно, т. е.
Дс > Др
»о '
Приращение площади сечения сопла
Д/ при этом будет отрицательным, так как
множитель — — — в выражении (51,3)
и0 Cf)
отрицателен. Сечение сопла уменьшается,
сопло должно суживаться.
При дальнейшем понижении давле-
ния приращения скорости дс уменьша-
ются, а приращения удельных объемов Ду увеличиваются. При давлении ркр
(критическое давление) — = — , а поэтому приращение сечения сопла д/ =
= 0, т. е. сопло на бесконечно малом участке имеет постоянное сечение.
Наконец, при понижении давления ниже ркр относительное приращение
скорости меньше относительного приращения объема, т. е. — < — , и се-
ро v0
чение сопла должно увеличиваться. Значит, за минимальным сечением /кр,
соответствующим критическому давлению, сопло должно расширяться.
Если сопло будет суживающимся или цилиндрическим, то достигнуть
в нем расширения пара до давления ниже критического невозможно. Это
объясняется тем, что при отсутствии расширяющейся насадки дальнейшее
понижение давления пара невозможно, так как сопло не в состоянии пропу-
скать увеличивающийся объем пара, несмотря на увеличение скорости. В соот-
ветствии с этим, в узком сечении сопла, не имеющего расширяющейся насадки,
устанавливается критическое давление pItp и критическая скорость пара скр,
и как бы не понижалось в дальнейшем давление среды, в которую вытекает
пар, скорость пара в узком сечении сопла не изменится. По выходе из сопла
струя пара, конечно, примет давление окружающей среды, но освобождаю-
щаяся при этом понижении давления энергия затрачивается на разрыв струи
пара, вихреобразование и создание звуковых колебаний. В результате этого
120
приращение скорости за соплом чрезвычайно мало и практического значения
не имеет.
Отношение — = vKP называется критическим отношением давлений,
Ро
а получаемая при этом скорость паровой струи скр называется критической
скоростью.
Величина критической скорости может быть определена по величине
теплоперепада, происходящего при понижении давления от р0 до ркр:
+Р = 91 >5 V'o —1кРж/сж’
где: г0 — начальное теплосодержание пара при давлении р0,
zKp — теплосодержание пара после адиабатического расширения до дав-
ления ркр.
Из термодинамики известен и другой вид уравнения для определения
скорости истечения пара:
vfc—1
tit = |/ 2g povo 1 —
Значение критической скорости можно определить по уравнению:
(51,5>
м/сек.
(51,4}
скр = у 2g povo ,
где: р0 — давление пара перед соплом (в кг/м2),
v0 — его удельный объем (в м2/кг).
Так как обычно в практических расчетах давление измеряется не в кг/м3,
а в кг /см2, то для подстановки давления, выраженного в кг /см2, уравнение
(51,5) должно иметь вид:
скр = V 2£ ттт •1 = 100 <51 ’6>
На основании опытов установлено, что k имеет следующие значения:
k = 1,035 + 0,1 х — для насыщенного пара со степенью сухости х,
k = 1,135 — для сухого насыщенного пара,
k — 1,30 — для перегретого пара.
Величина критического отношения давлений определяется по формуле:
к
V 2 (51,7)
«р р0 \ k + 1 } ’
При подстановке в это выражение соответствующих значений k полу-
чаем для сухого насыщенного пара vKp = 0,5774 и для перегретого пара мкр =
= 0,5457.
Если подставить в уравнение (51,1) значения скр из уравнения (51,6),
то после решения этого уравнения относительно f получаем величину площади
минимального сечения сопла для сухого насыщенного и соответственно'
перегретого пара:
рас _-----2—^ л«2, >пер = -----(51,8)
мин 199 ДШ МИН 209 Д+».
V
Величину /мин на основании опытных данных определяют по формуле:
/мин =----°-=м2. (51,9)
203,5 Л —
'I Vo
Чтобы не получались очень длинные сопла и в то же время не происхо-
дил отрыв струи пара от стенок сопла, угол расширения сопла берется в пре-
делах 6 4- 12°. Поэтому длина расширяющейся части сопла:
(51,10)
2tG
121
Пример 10. Определить размеры выходного сечення сопла по следующим данным:
перед соплом пар имеет давление 12 ата и температуру 300° С, давление за соплом 7 ата.
Расход пара через сопло 1,6 кг1сек. Потери в сопле не учитывать.
По is диаграмме находим, что начальному состоянию пара соответствует теплосодержа-
ние z0 = 728 ккал/кг. Проведя нз начальной точки процесса адиабату до пересечения с
изобарой р, = 7 ата, находим iy, = 696 ккал/кг. Следовательно, располагаемый тепло-
перепад:
Л( = 728 — 696 = 32 ккал/кг.
Процесс происходит в области перегретого пара хКр = 0,546 и, следовательно:
ркр = 12 х 0,546 = 6,5 ата.
Давление пара за соплом рг больше, чем ркр и, следовательно, сопло должно быть су-
живающимся. Скорость истечения пара:
= 91,5 К“зГ = 518 м/сек.
Из is диаграммы видно, что при давлении рг = 7 ата температура пара — 231° С
Этому состоянию соответствует удельный объем = 0,325 м3/кг (определен по таблицам
водяного пара) и поэтому площадь выходного сечения сопла по формуле (51,1):
GV1 1,6 х 0,325
/1 = ~ ----= 0,001004 ж2 = 10,04 см3.
Пример 11. Определить размеры сопла по следующим данным: перед соплом пар
имеет давление 14 ата при температуре 350° С, конечное давление 3,5 ата. Расход пара
через сопло 1,8 кг/сек (потери в сопле не учитывать).
По is диаграмме находим, что адиабатический теплоперепад составляет:
й, = 752 — 670 = 82 ккал/кг.
Скорость истечения пара из сопла:
си = 91,5 ]/~82" = 829 м/сек.
3 5
Так как— = -Ц"= 0,25 <>кр, то сопло должно иметь расширяющуюся насадку.
Минимальное сечение сопла находим исходя нз того, что в этом сечении р _=р0 хКр'=14х
X 0,546= 7,6 ата (пар перегретый). р
Для давления р0 = 14 ата и /0 = 350° С найдем по таблицам водяного пара удель-
ный объем с>0 = 0,204 м3/кг. Минимальное сечение сопла по формуле (51,9):
1,8
/мин --------г=гг- = 0,00104 м- = 10,4 см3.
209 У 14
V 0,204
Конечному состоянию пара соответствуют: pt = 3,5 ата; t, = 170° С; = 0,593 м3/кг.
Площадь выходного сечения сопла по формуле (51,1):
1,8 х 0,593
/* *-----829------- °>001293 *2 = 12,93 см3.
Диаметр сопла в минимальном сечении:
, 1 / 10,4 X 4 „ д
^мин : V------------= 3,6 см' 1
V л
Диаметр сопла в выходном сечении:
12,93 х 4 _ 4д СЛ{_
Длина расширяющейся части сопла при угле расширения сопла 5° по формуле (51,10)-
, ^мин 4,1 — 3,6 _ п у „
2tg| 2t^2’5°
§ 52. ПОТЕРИ В СОПЛЕ
До сих пор процесс в сопле рассматривался как чисто адиабатический
без учета потерь. Действительное расширение пара в сопле не происходит
по адиабате, так как при протекании пара через сопло неизбежно возникают
122
Рис. 103. Действительный про-
цесс расширения пара в сопле.
потери при входе, по пути и при выходе пара; они влияют на состояние пара
и уменьшают его скорость. Поэтому действительная скорость истечения пара
из сопла (?! меньше теоретической с1(.
Потеря энергии пара в сопле вызывается следующими причинами:
1) трением частиц пара о стенки сопла и между собою, вследствие непря-
молинейности путей и неодинаковой скорости частиц пара;
2) вихревым движением частиц пара, которое возникает в результате того,
что частицы пара, прилегающие к стенкам сопла, движутся медленнее частиц,
находящихся в средней части струи.
Таким образом, потеря энергии пара в соп-
ле обусловлена трением и ударами, в результате
чего часть кинетической энергии пара превра-
щается в тепловую, и конечное теплосодержание
пара при том же давлении выхода рг будет
несколько выше > ilt.
Поэтому действительный процесс расшире-
ния пойдет не по адиабате Ло Alt, а по некоторой
кривой A0Ai (рис. 103). Точку Alt характери-
зующую состояние пара при выходе из сопла,
находят следующим образом. По адиабате от
точки Alt вверх откладывают отрезок потерь
тепла в сопле hc = i± — ilt, характеризующий
потерю энергии в сопле, и получают точку
через которую проводят горизонталь до пересе-
чения с изобарой конечного давления рг —
— 3,5 ата. Полученная в пересечении точка Аг
и будет характеризовать состояние пара при
выходе из сопла, а кривая XqXi — процесс
расширения пара в сопле. Обычно эту кривую
приближенно вычерчивают как наклонную прямую, соединяющую точки Ао
и Xi (штриховая линия на чертеже).
Тогда действительная скорость истечения пара из сопла будет:
V
4
г
с,=91.5 S3». <52''>
а принимая с0 = 0:
q = 91,5 V?o —= 91,5 (52,2)
Отношение — = <р называют скоростным коэфициентом сопла. Действи-
си
тельную скорость истечения с учетом этого коэфициента можно вычислить
и по адиабатическому теплоперепаду из уравнения:
= <pclt = 91,5<р 1 iu . °-. (52,3)
у оооо
или для с0 = 0:
С1 = 91,5 ср V i0 — iu = 91,5ср У/г^. (52,4)
Как указывалось, уменьшение скорости истечения вызывается уменьше-
нием теплоперепада, так как <ц Потерянная в сопле тепловая энергия:
/гс — ht — hi — -ht — 4(z0 flt), (52,5)
где 5 — коэфициент потери энергии.
Из уравнений (52,2), (52,4) и (52,5) можно написать:
С1 = 91,5ср = 91,5 V/г£ — = 91,5 У/г£(1 — Q ,
123
откуда
Ф2 = 1 — а и $ = 1 — ф2.
Следовательно
he = = (1 - ф%. (52,6)
Потерю кинетической энергии 1 кг пара, соответствующую потере Л„ в сопле,
можно определить из уравнений (50,2) и (52,2):
ДД, = 11 = — /и) =-J-Д кам/«г (52,7)
или в тепловых единицах:
с2 — с2 с2 с?
/гс == 2^-(cf, с2) = 8380 = (1 ф2) -gggg- = Е 8380 ккал[кг. (52,8)
На основании опытов установлено, что скоростной коэфициент ф возра-
стает с увеличением скорости пара. Скоростной коэфициент увеличивается
с увеличением перегрева пара, но уменьшается с увеличением степени расшире-
ния сопла. На величину скоростного коэфициента влияют также: длина, вы-
сота, радиус кривизны сопла и состояние поверхности стенок сопла. Коэфи-
циент ф можно принимать при грубо отлитых и необработанных соплах ф =
= 0,93 0,94, при обработанных ф = 0,95 + 0,96 и при фрезерованных
Ф = 0,96 — 0,97.
Пример 12. Рассчитать расширяющееся сопло по данным примера 11 с учетом
потерь, принимая скоростной коэфициент ф = 0,94.
Действительная скорость истечения пара при теоретической скорости = 329 м/сек:
с, = феЦ = 0,94x829 — 779 м/сек.
Потери в сопле по формуле (52,6) при ht = 73 ккал/кг:
he = (1 — ф2)Л{ = (1 — 0,942) 82 = 9,54 ккал/кг.
Откладывая he вверх от точки Ац и проводя горизонталь до пересечения с изобарой
рг = 3,5 ата, получаем точку Д, (рис. 103), определяющую состояние пара при выходе из
сопла. Этому состоянию соответствует tx = 179° С. По таблицам водяного пара находим
удельный объем этого пара рх = 0,607 м3/кг и выходное сечеиие сопла по формуле (51,1);
1,8 X 0,607
К ------779---= 0,00140 м2 = 14,0 см2.
Состояние пара в минимальном сечении сопла характеризуется точкой Ki иа пересе-
чении линии действительного расширения с изобарой рКр = 7,6 ата. По is диаграмме опре-
деляем /0 — /кр = 752 — 712 = 40 ккал /кг и критическая скорость в наименьшем сечеиии
будет:
скр = 91,5 40 = 578 м/сек.
Удельный объем пара в точке Ki определяем по таблицам водяного пара при давлении
7,6 ата и t = 262° С, рКр = 0,32 м'-‘/кг и, следовательно, площадь минимального сечения
сопла:
1,8 X 0,32
/мин = —'578 = 0,000999 м2 = 10 см2.
Приняв и в этом случае сопло круглого сечеиия, находим-
ймин = 3,57 см; di = 4,22 см.
Длина расширяющейся части сопла:
§ 53. СОПЛА С КОСЫМ СРЕЗОМ
Расположение сопел в паровых турбинах таково, что они наклонены
к плоскости диска под некоторым углом. Поэтому выходная часть сопла имеет
косой срез. На рис. 104 представлены сопла с косым срезом. В таком срезе
124
сопла происходит как бы дополнительное расширение пара, и поэтому про-
цесс в них протекает иначе, чем в соплах, имеющих срез, перпендикулярный
оси сопла.
♦
Процесс расширения пара в суживающемся сопле при — vKP
Ро
не отличается от расширения пара в простом сопле, и отклонения струи пара
косым срезом не происходит. При — < vKP процесс расширения в сопле с ко-
Ро
сым срезом протекает следующим образом (рис. 104 а и б). Расширение пара от
начального давления р0 до ркр происходит в сопле до выходного сечения 1—2,
являющегося в данном
случае минимальным, и
в этом сечении устанав-
ливается критическая
скорость истечения скр
при критическом давле-
нии ркр. В косом срезе
на участке 2—3 происхо-
дит дополнительное рас-
ширение пара от ркр до
р1а, и при этом струя а /р' .0
пара отклоняется от пер-
воначального направле- Рис. 104. Сопла с косым срезом.
ния на угол со так, что те-
перь она образует с плоскостью среза сопла угол а' = + <о. Расширение
пара в косом срезе будет получаться тем больше, чем меньше угол наклона
сопла с^.
При расчетах паровых турбин необходимо знать величину угла, под ко-
торым направлена струя пара, а следовательно, надо уметь определить углы
<о и а'.
Через сечения сопла 1—2 и 3—4 проходит одно и то же количество пара,
следовательно:
_ /минскр fiCi /КО 1 \
“ VKP “ '
Обозначив (для прямоугольного сечения сопла) ширину его в сечении
у—2 через а, а в сечении 3—4 через аг и высоту сопла по перпендикуляру
к плоскости рисунка через /, можно переписать уравнение (53,1) так:
' — °1/С1 •
укр ~ Р- ’
или
аекр _ OlCj
Ркр “ *
Так как а = b sin и аг — b sin (ах + <о), то, подставляя значения а и ах
в предыдущее уравнение, получаем:
скр s*n __ Cj sin (t/i -р ш)
~ pi
откуда
sin а' = sin (ах + о>) = -кр -1- sin «р (53,2)
с1Ркр
Дополнительное расширение пара в косом срезе сопла возможно лишь
до некоторого давления р1а, при котором
sin а' = sin(a1 + <o) ® ”р -° sinar (53,3)
с1аркр
125
Если давление за соплом рг меньше р10, то расширение пара будет про-
исходить за пределами косого среза.
Приближенно можно считать, что в косом срезе сопла возможно расши-
рение пара от давления ркр в сечении 1—2 до давления р1а, при котором:
ia Sin G4
(53,4)
1^723
<г
itr=
Рис. 105. Процесс
в is диаграмме
(к примеру 13).
Если расширяющееся сопло имеет косой срез, то в сечении 1—2 (рис. 104, б)
пар приобретает скорость больше критической, и струя пара отклоняется за
выходным сечением av Угол отклонения паровой струи в этом случае опреде-
лится заменой в уравнении (53,3) <гкр и скр на и q, соответствующие сече-
нию 1—2. Тогда
/
sina'= sin (aj + «) = • s‘nai> (53,5)
ciac<1
где v[a и c'a — удельный объем и скорость в сечении 3—4.
Пример 13. Определить отклонение струи пара в косом
срезе суживающегося сопла, имеющего угол наклона а! = 16°.
Расширение пара должно происходить от давления р0= 18 ата
при /0= 300° С до давления рг = 6 ата. Скоростной коэфициент
Ср = 0,95. По is диаграмме (рис. 105) находим, что перед соплом
в точке До теплосодержание пара /0 = 723 ккал/кг. При адиабати-
ческом теплоперепаде в точке Art теплосодержание пара zlt =
= 664 ккал/кг. Следовательно, теоретическая скорость истечения.
clt = 91,5 У /0 — ilf = 91,5 у 723 — 664 = 813 м/сек.
Действительная скорость истечения:
сг = = 0,95 X 813 = 772 м/сек.
Потери тепловой энергии в сопле:
й. = (1 — q?2) h» = (1 — 0,952) 79 = 7,2 ккал/кг.
Точку At, определяющую действительное состояние пара
при выходе из сопла, находим, откладывая от точки Ац отрезок
А1{В (потери hc) и проводя через точку В горизонталь до пере-
сечения с изобарой pi = 6 ата. Соединяя точку Ао и Ai прямой,
получаем приближенное изображение процесса расширения пара
в сопле.
Критическое давление в узком сечении (пар перегретый):
ркр = р0 х 0,546 = 18 х 0,546 = 9,8 ата.
Пересечение линии AqAj с изобарой ркр = 9,8 ата в точке К определяет состояние
пара при выходе из узкого сечения. Этому состоянию соответствует /кр = 692 ккал/кг и
/кр = 230° С. По таблицам водяного пара находим ркр = 0,228 мъ/кг. Конечному состо-
янию пара соответствует t, — 168° С н удельный объем и1 = 0,338 м*/кг. По уравнению (53,4)
определяем удельный объем, до которого возможно расширение пара в косом срезе сопла:
v______= °’2--8- = 0,831 м3/кг.
la sin aj sin 16°
Так как vla~/> р1( то расширение пара в косом срезе сопла от критического давления
9,8 ата до конечного 6 ата возможно.
Критическая скорость в узком (выходном) сечении:
скр = 91,5 У i„ — ёкр = 91,5 У 723— 692 = 509,5 м/сек.
Угол наклона струи пара находим по уравнению (53,2):
W'i . 509,5 х 0,338 „ „ „„
sin (ctj -f- <*>) = sin ai — 772 x 0 228 0,309 — 0,3063,
откуда aj + a> = 17° 51'. Следовательно, угол отклонения струи пара в косом срезе сопла:
«, = 17’51'— 16° = 1°51'.
126
вкг/сек,с1—скорость пара при выходе
при выходе из сопел, то при наклоне
(54,2) рис. юз. Сопла и сопловые сегменты.
/ § 54. РАСЧЕТ СОПЕЛ
Сопла, из которых пар поступает на рабочие лопатки, могут располагаться
на статоре турбины по всей длине окружности или только на части ее. В пер-
вом случае подвод пара называется полным, а во втором — парциальным.
При полном подводе пар поступает на все рабочие лопатки, а при парциаль-
ном — только на те лопатки, которые находятся в данный момент против сопел.
Парциальный подвод пара на рабочие лопатки менее выгоден, так как при
этом увеличиваются потери энергии, но к нему приходится прибегать при
небольших расходах пара через сопла, чтобы не делать высоту сопел менее 8 мм.
Если G — расход пара через сопла
из сопел и vr — удельный объем пара
оси сопел к плоскости, перпендику-
лярной к оси турбины, под углом
оц выходная площадь сечения со-
пел должна быть:
fa = -Л- = —Gvi~ м*. (54,1)
Так как отдельные сопла отде-
лены друг от друга перегород-
ками s (рис. 106), то площадь
занятая сопловым сегментом, долж-
на быть больше, чем f^.
fa = kf«’
где коэфициент сужения
k = —!—=--------------
t — s t
Sint*!
Обычно коэфициент сужения принимают k = 1,10 -j- 1,20. Длина дуги /и,
на которой расположен сопловой сегмент, может быть определена по площади
занятой сопловым сегментом, и по высоте сопел I:
•а*
fa kGv.
т = -т- = т—м.
I I Ct sin Clj
Если при заданном среднем диаметре d венца, на котором расположены
сопла, и выбранной высоте сопел I окажется, что m<L^d, то потребуется
парциальный подвод пара на части окружности:
т kGv-i
е = — = = —у.—г2—,
ltd itd/CiSina,
где е — степень парциальиости.
По заданной степени парциальиости е можно определить высоту сопел:
, kGv.
I — —;---* М.
naeCi sin сц
Не рекомендуется принимать малые степени парциальиости (е<0,2), так как
в этом случае увеличиваются потери энергии. Так как при заданной окружной
, 60 и т тп ,
скорости и диаметр диска d = то, следовательно, е = и, чтобы
избежать малых значений е в турбинах малой мощности с малым расходом
пара, приходится увеличивать число оборотов диска п, доводя его до
4-10 000 об/мин и выше.
У турбин большой мощности при большом расходе пара степень
альности может быть равна 1 при относительно высоких соплах.
(54,3)
(54,4)
(54,5)
50004-
парци-
127
Все выходное сечение для пара разделяют на отдельные каналы — сопла
и выбирают шаг t лопаток. Сечение одного канала (рис. 106) f — la,
причем ширина капала а = (t— s) sin а.
Шаг t выбирают 40-+60 мм при залитых лопатках и литых соплах и 30+-
+ 50 мм при фрезерованных соплах и лопатках. Толщину перегородки (лопат-
ки) s выбирают 2+3 мм.
Пример 14. Определить размеры сопел паровой турбины при р0 = 20 ата; t0 =
= 320° С. Противодавление 12 ата. Расход пара 5 кг /сек. Диаметр венца сопел 750 мм;
<ц = 16°.
Принимаем <р = 0,95 и k — 1,15.
Pi 12
Отношение давлений — = 75 = 0,67 больше критического и, следовательно, сопла
Ре 18
суживающиеся.
По is диаграмме находим — «{ = 732 — 701= 31 ккал/кг.
Скорость пара при выходе на сопла: с, = 91,5 х 0,95 У31 = 489 м/сек.
Потери в сопле: he = (1 — 0,95г) 31 = 3,02 ккал/кг.
• Сделав соответствующие построения на is диаграмме и найдя точку Ai, характеризу-
ющую действительное состояние пара при выходе из сопла, находим: = 253° С и Oi =
= 0,1984 м3/кг. Принимая высоту сопел I = 12 мм, определяем степень парциальности:
1,15 x 5 x 0,1984 _
е“ 3,14 x 0,75 x 0,012 x 489 x 0,2756 °’352,
принимаем а = 13 мм, тогда шаг сопла:
f _ а + s0 _ 13+2 __________
1 sin а, 0,2756' ~ 54,5 ****•
степени парциальности 0,352 число каналов:
eirrf 0,352 X 3,14 Х 750
2 = "Г = -------5+5----------15’2-
16 и окончательно:
а 0,352 X 3,14 X 750
I = --------jg-------- =51,7 мм,
t 51,7
а = -г sin о, = , - X 0,2756 = 12,33 мм,
к 1 1,15
s = t sin ох — а = 51,7 X 0,2756 — 12,3 = 1,9 мм.
Ширину канала
При найденной
Принимаем г =
Задания для самостоятельною выполнения
1. При входе в сопло паровой турбины теплосодержание пара Ш = 726 ккал/кг,
после адиабатического расширения в сопле теплосодержание пара ijt = 628 ккал/кг. Ско-
рость входа пара в сопло 190 м/сек. Скоростной коэфициент сопла <р = 0,94. Определить
скорость выхода пара из сопла: а) без учета потерь и входной скорости; б) с учетом потерь,
но без учета входной скорости; в) с учетом потерь и входной скорости. Отв.: а) сц =
= 905,8 м/сек; б) Ci = 851 м/сек; в) с, = 869,5 м/сек.
2. При входе в сопло турбины пар имеет давление 18 ата и температуру 330° С. После
расширения в сопле давление пара И ата. Скоростной коэфициент сопла 0,95. Определить
{пользуясь is диаграммой) действительную скорость истечения пара и тепловые потери в
сопле. Отв.: с, = 449 м/сек; hc= 3,5 ккал/кг.
3. Начальное давление пара при входе в сопло 12 ата и температура 280° С. Пар
вытекает из сопла в среду с противодавлением 4 ата. Определить: а) действительную скорость
выхода пара нз сопла, если = 0,93; б) минимальное и выходное сечение сопла при расходе
пара G = 4 кг/сек. Отв.: с, — 576 м/сек; /мия = 31 смг.
4. По условиям задания 3 построить тепловой процесс в сопле на гз диаграмме и нанести
параметры пара при входе в сопло, в минимальном сечении и при выходе из сопла.
5. Сухой насыщенный пар расширяется в суживающемся сопле от давления 12 ата
до 4 ата. Угол наклона сопла к плоскости вращения диска = 16°. Скоростной коэфициент
сопла <р = 0,95. Возможно ли в данном, сопле получить скорость больше критической?
Определить угол отклонения струи пара от оси сопла, если удельный объем сухого пара
при критическом давлении г>к = 0,280 м?/кг и при давлении 4 ата = 0,440 м3/кг. Отв.:
« = 3’5'.
6. Определить размеры сопел паровой турбины, для которой р0 = 16,5 ата; ta =
= 295° С; р, = 10 ата. Расход пара G = 4,5 кг/сек; ai = 18°; ? = 0,95; k = 1,15. Сред-
ний диаметр венца сопел d = 720 мм. Высоту лопаток принять равной 10 мм.
128
ГЛАВА XII
ПРЕОБРАЗОВАНИЕ ЭНЕРГИИ НА АКТИВНЫХ РАБОЧИХ
ЛОПАТКАХ
§ 55. РАБОТА ПАРА НА АКТИВНЫХ РАБОЧИХ ЛОПАТКАХ
В активных турбинах весь используемый теплоперепад пара превращается
в кинетическую энергию в соплах, т. е. в неподвижном направляющем аппарате,
в котором пар расширяется до конечного давления и по рабочим лопаткам
проходит с постоянным давлением.
Использование всего перепада тепла и давления может происходить в од-
ной ступени, состоящей из одного направляющего аппарата и одного рабочего
колеса с лопатками — одноступенчатая турбина, или перепад распределяется
между несколькими ступенями — многоступенчатые турбины со ступенями
Рис. 107. Треугольники и диаграммы скоростей на активных лопатках.
давления. В некоторых случаях ступень давления подразделяется На ступени
скорости. На ступенях скорости кинетическая энергия струи пара передается
не сразу одному ряду — венцу рабочих лопаток, а последовательно нескольким
рядам лопаток, обычно располагаемым на окружности одного рабочего диска.
Пар, выходящий из сопла со скоростью с1 (рис 107, а) под углом к пло-
скости вращения диска, поступает на лопатку 1D2, движущуюся относительно
сопла со скоростью и (окружная скорость лопаток). Очевидно, что для безудар-
ного входа пара на лопатку профиль ее в точке 1 должен начинаться не под
углом ар а под углом под которым частицы пара движутся относительно
лопатки. Этот угол, называемый углом входа, находят, построив параллело-
грамм (или треугольник) скоростей. Если известна абсолютная скорость q пара
при входе на лопатку и ее угол наклона к плоскости вращения диска, а
также окружная скорость лопатки и, то нетрудно построить треугольник
скоростей, найти относительную скорость пара (относительно лопатки) и
ее угол наклона к плоскости диска.
На лопатках активной турбины состояние пара не изменяется, и так как
канал имеет постоянное сечение, то и относительная скорость выхода пара
с лопаток w2 должна была бы равняться ид. Однако в действительности в ка-
нале между движущимися лопатками так же, как и в сопле, имеет место тре-
ние частиц пара между собою и о стенки лопаток. Поэтому:
w2 — фа»!, (55,1)
где ф — скоростной коэфициент лопатки. Этот коэфициент так же, как и у со-
пел определен опытным путем и его обычно принимают в пределах 0,8 4- 0,9.
9 ни
129
Если известна относительная скорость пара w2 при выходе его из канала
между лопатками в точке 2 и угол наклона ее ₽2 к плоскости диска, то можно
найти абсолютную скорость с2 пара, покидающего лопатку. Для этого надо
сложить относительную скорость w2 и переносную и по правилу параллело-
грамма или треугольника скоростей. Обычно под углами и f?2 профили-
руют не вогнутую сторону лопатки, а ее выпуклую сторону (спинку), части
которой 1е и 2k очерчены как прямые линии под углами и (32 к плоскости
вращения диска. Это необходимо для того, чтобы частицы пара, входя в канал
между лопатками и выходя из него, не испытывали ударов и завихрений от
выпуклой стороны лопаток.
Углы наклона касательных к вогнутой стороне лопатки будут при этом
больше, чем углы и р2, но вогнутая сторона лопатки на всем своем протя-
жении отгибает струю пара, прижимающуюся к ней, и поэтому такое откло-
нение струи пара допустимо.
Частица пара, находящаяся, например, в точке D профиля лопатки,
движется криволинейно и прижимается к лопатке центробежной силой I,
направленной по нормали к профилю. Раскладывая эту силу на две составля-
ющие, можно найти силу создающую окружное усилие, вращающее диск,
и силу /а, создающую осевое усилие, стремящееся сдвинуть диск вдоль оси
вала. Величину полного окружного и осевого усилия, создаваемого потоком
пара, можно определить, пользуясь треугольниками скоростей, представлен-
ными отдельно на рис. 107, б, на которых точки приложения всех векторов
скоростей совмещены в одной точке Е.
На рисунке обозначены величины всех проекций скоростей, а отрезки
Аг Вг и А2 В2 представляют собой окружную скорость и. Поэтому очевидно,
что Л1Л2 = В1В2 или:
q cos ос-l + с2 cos a2 — wr cos px + w2 cos p2. (55,2)
Величину относительной скорости пара можно найти как сторону тре
угольника по формуле:
wi = с, + U2 — 2uq cos ax . (55,3)
Точно так же абсолютная скорость выхода с2 может быть найдена по
формуле:
с2 = + и2 — 2uw2 cos р2 . (55 4)
Полное усилие, являющееся результатом воздействия потока пара на
лопатку, т. е. равнодействующую всех элементарных сил / (рис. 107, а), можно
определить при помощи закона количества движения. Так как силы / в различ-
ных точках профиля лопатки действуют по разным направлениям, то приме-
ним закон количества движения сначала для проекций всех сил на горизон-
тальную ось, т. е. определим равнодействующую всех элементарных сил 1и
или полное окружное усилие Ри, а затем и для проекций всех сил на верти-
кальную ось, т. е. определим равнодействующую всех элементарных сил 1а
или полное осевое усилие Ра-
Так как силы, действующие на лопатки, не изменяются в зависимости
от времени, то закон количества движения справедлив для любого отрезка
времени. Выберем за такой отрезок одну секунду; тогда импульс силы Ри
будет равен величине самой силы. Если в секунду через каналы между лопат-
ками проходит G кг пара, то масса этого пара будег равна -*|. Проекция изме-
нений скорости на горизонтальную ось будет выражаться разностью:
cos ax •— (— с2 cos я2) — Сх cos 4- с2 cos 0%.
Таким образом, по закону количества движения полное окружное усилие:
Ри = -^(q cos ax 4- с2 cos jC2) кг (55,5)
130
или, на основании формулы (55,2):
Pu = (aq cos + w2 cos Рг) кг- (55,6)
Аналогично, применяя закон количества движения для проекций всех
сил на вертикальную ось, можно определить полное осевое усилие:
Ра = (q sin—с2$та.2)кг (55,7)
или
Ра = (wx sin Pj — w2 sin 32) кг. (55,8)'
Из рис. 107, б видно, что выражение в скобках в последних двух
формулах невелико, так как углы и Й2 и скорости wx и w2 почти одинаковы.
Это значит, что осевое усилие Ра у активных турбин сравнительно невелико.
Окружное усилие Ри производит полезную работу, которая за секунду
(т. е. мощность активной ступени в кгм1сек) равна:
Р’ас = рии — cos К1 + с2 cos aj =
= (aq cos + w2 cos Рг) кгм)сек. (55,9)
Мощность, отнесенная к 1 кг пара:
Лк = 4г = 7 (CiCos + с2 cos аг) =
= у (tq cos w2 cos p2) кгм!кг. (55,10)
Ту же работу 1 кг пара можно определить как изменение его кинетической
энергии, т. е.
с2 с2
Рае = ----кгм/кг. (55,11)
Выходной угол ₽2 часто принимают равным входному углу т. е.
делают лопатки симметричными. При этом, если повернуть треугольник выход-
ных скоростей около оси TqZ и совместить его с треугольником входных
скоростей (рис. 107, в), то векторы wt и w2 совпадут по направлению. Для
идеального случая работы пара без потерь на лопатках w2 = tq и в этом
случае на совмещенных треугольниках скоростей (рис. 107, г) векторы wx и
w2 совпадают не только по направлению, но и по величине.
Из уравнения работы 1 кг пара (55, 11) видно, что для получения
максимальной работы необходимо стремиться к получению наименьшего
значения выходной скорости с2. Очевидно, что для этого следует под-
бирать такие соотношения между окружной скоростью лопаток и и ско-
ростью пара q, чтобы угол а2=90° (рис. 107, д). При этом
2и = q cos ар
откуда:
Теоретически наилучшее использование кинетической энергии паровой
струи получилось бы при ctj = 0, когда направления q и и совпадали бы.
При этом
е* 131
Практически невозможно сделать угол к, = 0 и его принимают в преде-
лах 12 4- 22°. Кроме того, и сделанные выше допущения (с2 = о, w2 ~
практически неосуществимы. Поэтому наивыгоднейшее соотношение скоро-
стей получается в пределах:
х = — = 0,465 4- 0,49.
ci
(55,14)
Движение пара по рабочим лопаткам сопровождается потерями, вызыва-
емыми ударами входящих на лопатки частиц пара, завихрениями и трением
струи пара о поверхность лопаток. Потеря кинетической энергии 1 кг пара
на рабочих лопатках при скорости входа wr и скорости выхода w2 будет:
да? — да? — 'pa;? да? , ,_____
дДх = ..... = - ф ) IF <55> 15>
или в тепловых единицах:
— де? де?.— де? де? — wi
hn — А = 8380^ = 8380 = (1 — ф“) Isso Л7сал/Кг- (55>16)
Кинетическая энергия 1 кг пара, превращающаяся в работу на активной
ступени, будет (по формулам 50,1; 52,7 и 55,15):
Дас — ДДд ДДс ДДл — 2^----------2g 2g ’ (55,17)
С? — cf
Lac —-----------2g-------кгм)кг.
Рис. 108. Действитель-
ный процесс на активной
ступени.
В результате перечисленных выше потерь тепло-
содержание пара повышается на величину Лс4-/гл.
На is диаграмме действительное состояние пара
при выходе из каналов между рабочими лопатками
определится точкой А2 (рис. 108). Точка Д2 нахо-
дится на пересечении изобары конечного давления р2
с горизонталью, проведенной через теплосодержание
i2 = in + hc + h„ = «1 + h„, где h„ — потери тепла
на рабочих лопатках ступени.
§ 56. ОДНОСТУПЕНЧАТАЯ ПАРОВАЯ ТУРБИНА
Схема одноступенчатой активной турбины изобра-
жена на рис. 109. Острый пар в соплах 1 расширяется
от давления р0 до давления р1г и скорость его воз-
растает от с0 до cv На рабочих лопатках 2 происходит
превращение кинетической энергии пара в механи-
ческую работу вращения вала 4, в результате чего
скорость пара понижается от q до с2. Отработавший
пар отводится через патрубок 6. Диск 3 с рабочими
лопатками вращается в корпусе 5.
Если обозначить часовой расход пара турбиной D кг/час, то при адиаба-
тическом расширении этого пара и располагаемом теплоперепаде ht = /0 —
— iu тепло, превратившееся в работу, будет Dht ккал]час. Так как 1 ккал/час
эквивалентна 860 кет, то мощность турбины (без учета потерь):
да
^=-860 ™
(56,1)
132
Но так как не весь располагаемый теплоперепад ht превращается в работу
на лопатках, а эта работа не вся превращается в полезную работу на валу,
то эффективная мощность турбины:
Ne = 7)06 квт> Г (56,2)
j v е и * 1 v
где Уое— у-----относительный эффективный
такому же в паровой машине.
Если турбина работает на генератор
тока, имеющий к. п. д. т;г, и связана
с ним через редуктор, имеющий к. п. д.
ijp, то электрическая мощность на зажимах
генератора:
Na = Ne TjpTjr . (56,3)
При непосредственном соединении вала
турбины с валом генератора т)р = 1, во-
обще же т)р =0,954-0,98 и т;г = 0,90-4-0,96.
Оба коэфициента увеличиваются с уве-
личением мощности турбогенератора.
Решая уравнение (56,2) относитель-
но D, можно вывести значение расхо-
да пара (при мощности, выраженной в
киловаттах):
860 N.
D = -г—- кг!час (56,4)
ht,\* ’
ИЛИ
860
G=w^ceK-
(56,5)
Если известна электрическая мощность
генератора, то расход пара:
860
D = hv \ т К31ЧаС ’ (56>6)
860.V,,
G = ------кг!сек. (56,7)
ЗбОО/^о^г
Пример 15. Определить расход пара
одноступенчатой активной турбиной прн мощ-
ности на зажимах генератора N3 = 50 кет. Пара-
метры пара р0 = 15 ата, ta = 310° С. Противо-
давление р2 = 1,2 ата.
По is диаграмме находим /0 = 731 ккал)кг-,
610 ккал/кг. Следовательно, адиабатический
теплоперепад
к. п. д. турбины, аналогичный
Давление пара
Рис. 109. Схема одноступенчатой
активной турбины.
h - i0 — /(( = 731 — 610 — 121 ккал/кг.
' Так как мощность турбины невелика, то принимаем к. п. д. редуктора = 0,96 и
к. п. д. генератора г)Г=0,90. Принимая ц = 0,50, получаем, что расход пара турбиной
„ 860 NB
D=------?-
Voe^r
860 X 50 ,
121 X 0,5 X 0,96 X 0,9 ~ 819 кг1час-
Удельный расход пара будет:
. 819 1ЛМ кг
= 50 - ’ кет-час
'Пример 16. По данным предыдущего примера определить число оборотов вала
одноступенчатой активной турбины, если средний диаметр венца лопаток d = 500 мм.
Угол наклона расширяющегося сопла к диску турбины ах = 18°; ф = 0,94.
133
По уравнению (55,12) \
и cosaj cos 18°
x=q =~2-------------g—= 0,476.
При адиабатическом теплоперепаде ступени ht = 121 ккал/кг действительная ско-
рость пара прн выходе нз сопла будет:
сх = 91,5 ф У7^~= 91,5 X 0,94 К12Г = 946 м1сек.
Следовательно, окружная скорость:
a = 0,476сх = 0,476 х 946 = 440,3 м/сек.
Число оборотов вала турбины:
60м 60 x 440,3 ,„огп ,,
п = = 3,UX~0,5“ = 16 852 °б/мНН-
Для передачи такого числа оборотов генератору с п8 = 3000 об/мин потребуется ре-
дуктор с передаточным числом:
_ 3000 1
,= 16 852 ~ 5,6 '
Если принять, что ведущая шестерня одноступенчатого редуктора имеет диаметр dp =
= 120 мм, то ведомая шестерня должна иметь диаметр rf” = 120 X 5,6 = 672 мм. Редуктор
получился довольно громоздким — диаметр большей шестерни превышает диаметр диска
турбины.
Понизить число оборотов вала одноступенчатой турбины до 3000 об/мин и избежать
редуктора можно путем увеличения диаметра колеса турбины. Тогда прн тех же параметрах
пара для 3000 об/мин диаметр колеса турбины должен быть:
60« 60 X 440,3
d = кп ~ 3,14 X 3000 ~ 2’8 - 2800
т. е. одноступенчатая турбина прн небольшой мощности приобретает весьма солидные раз-
меры и стоимость ее окажется очень высокой.
С другой стороны, удельный расход пара такой турбиной тоже очень велнк. В разобран-
ном примере он составляет 16,38 кг/квт-час = 12,1 кг/л. с. час, в то время, как у локомобиля
приблизительно такой же мощности удельный расход пара не превышает 9,0 9,5 кг/л.с. час.
Таким образом, одноступенчатая активная турбина по расходу пара ока-
зывается экономически менее выгодной, чем паровая машина. Однако поло-
жительным ее качеством является простота конструкции, и поэтому односту-
пенчатая турбина находит себе применение при небольшом теплоперепаде,
когда получаются небольшие значения q (например турбины мятого пара)
или, если к. п. д. турбины не играет большой роли (вспомогательные, редко
и недолго действующие механизмы).
В мощных установках, работающих продолжительное время, одноступен-
чатые турбины обычно не применяются.
Задания для самостоятельного выполнения
1. Скорость выхода пара нз сопла одноступенчатой активной турбины с8 = 640 м/сек-,
<4 = 16° 15'; окружная скорость на венце лопаток и = 290 м/сек. Скоростной коэфициент
лопаток ф = 0,82. Определить относительные скорости входа и выхода пара, углы fJx и
32, если = Pi — 3°, а также абсолютную скорость выхода пара из каналов между лопат-
ками. Отв.: wj = 369 м/сек; = 303 м/сек; рх = 29°5'.
2. Расход пара турбогенератором 486 кг/час. Определить его мощность н удельный рас-
ход пара, если давление пара прн входе в сопло р0 = 12 ата, t0 = 270° С, противодавление
р0 = 1,3 ата. Относительный эффективный к. п. д. — 0,46; к. п. д. редуктора т; =
= 0,96; к. п. д. генератора i]r — 0,90. Турбина одноступенчатая. Отв.: Ng = 23 кет;
da = 21 кг/квт-час.
3. Одноступенчатая паровая турбина насоса имеет эффективную мощность 45 л. с.
и работает паром ра — 7 ата, пар сухой, насыщенный. Давление выпуска 1,6 ата. Коэфн-
цненты: цое = 0,456. Определить полный и удельный расход пара турбонасосом.
Отв.: D = 934 кг/час; de — 20,8 кг/л.с. час.
Примечание. Прн решении заданий 2 и 3 использовать is диаграмму. По ре-
зультатам задания 1 построить диаграмму скоростей (треугольники скоростей).
• * « • ' ' '
134
§ 57. СТУПЕНИ СКОРОСТИ
Как было рассмотрено, одноступенчатая турбина пригодна только для
использования малых теплоперепадов и применима при небольших мощно-
стях. Для больших мощностей, при использовании значительных теплопере-
падов, необходимо уменьшить окружную скорость на венце рабочих лопаток.
Это может быть достигнуто одним из двух способов:
1. Распределением кинетической энергии, полученной паром в сопле,
между несколькими венцами рабочих
лопаток одного рабочего диска. Этот
способ применяется в турбинах со сту-
пенями скорости.
2. Распределением теплоперепада, а
следовательно, и перепада давления
между несколькими ступенями турбины,
аналогично распределению перепада
между несколькими цилиндрами маши-
ны многократного расширения. Этот
способ применяется в турбинах со ступе-
нями давления.
В турбинах со ступенями скорости
весь используемый теплоперепад пре-
вращается в кинетическую энергию
в одной группе сопел 2, укрепленной
в корпусе турбины 1 (рис. 110). Из
этого направляющего аппарата пар со
скоростью су поступает с окружной ско-
ростью и на движущиеся рабочие лопат-
ки 3 первого венца, на которых исполь-
зуется только часть кинетической энер-
гии пара, и поэтому пар покидает этот
венец с еще значительной скоростью са-
Из лопаточных каналов первого вен-
ца пар по неподвижным направляющим
лопаткам 4 переходит на второй венец
рабочих лопаток 3'. При движении по
направляющим лопаткам пар не расши-
ряется, а только изменяет свое направ-
ление. На втором венце лопаток снова
используется только часть оставшейся
кинетической энергии пара, после чего
он направляется на третий венец ра-
бочих лопаток 3" и т. д., пока его вы-
ходная скорость не снизится до незна-
чительной величины. Таким образом,
кинетическая энергия пара используется на нескольких венцах лопаток одного
рабочего колеса 6, и скорость его понижается на них ступенями. Диски
рабочих колес насажены на вал 7. Отработавший пар выходит через простран-
ство 5.
На рис. НО приведена диаграмма изменения давлений и скоростей в трех-
венечной турбине с тремя ступенями скорости.
В турбине со ступенями скорости удается получить небольшое значение
окружной скорости и и, кроме того, для таких турбин характерны относи-
тельно большие значения выходных скоростей с2 на всех венцах, кроме
последнего.
Кроме того, на каждом последующем венце такой турбины скорость входа
пара на лопатки меньше, чем на предыдущем венце, т. е. су > > с[ и т. д.
Так как работа на каждом венце многоступенчатой турбины пропорциональна
135
разности квадратов абсолютных скоростей входа и выхода, т. е.
то каждый последующий венец лопаток развивает меньшую мощность, чем
предыдущий. У турбины с тремя ступенями скорости первый венец развивает
60—65% общей мощности, второй 25—30% и третий 10—15%.
У турбин со ступенями скорости наивыгоднейшее отношение окружной
скорости и к скорости входа пара на первый венец сг может быть сделано
значительно меньше, чем у одноступенчатых турбин.
Чтобы выяснить зависимость этого отношения от числа ступеней скорости,
рассмотрим скоростные треугольники турбины с двумя ступенями скорости
(рис. 111), предполагая, что = ₽2; = $2; = w2; w[ = w2 и % = 90°
(идеальный случай). Из построенного треугольника видно, что
4м = q cos а,
и, следовательно, наивыгоднейшее отношение
U COS 0Ц cos СЦ
4 — 2x2 ‘
Легко доказать, что при z ступенях скорости наивыгоднейшее отношение:
и ___ COS
сг 2г
(57,1)
Практически это отношение для одноступенчатых турбин находится
в пределах — = 0,465 -4- 0,490; для двухступенчатых -£- = 0,210-4- 0,260 и
для трехступенчатых — = 0,120-4-0,160. Если предположить, например, что
Рис. 111. Скоростной треуголь-
ник двух ступеней скорости.
абсолютная скорость входа q = 1000 м/сек, что
соответствует теплоперепаду 135 ккал /кг, то при
диаметре венца лопаток d = 0,6 м окружные
скорости и числа оборотов получатся: для одно-
венечной турбины и—490 м/сек, м=15 600 об /мин;
для двухвенечной м=230 м/сек, п=7325 об/мин
и для трехвенечной и = 140 м/сек, п =
= 4560 об/мин.
Хотя, сравнительно с одноступенчатой
турбиной, турбина со ступенями скорости
имеет ряд серьезных преимуществ, область ее применения не широка.
Это объясняется тем, что при проходе пара через каждый ряд лопаток
часть энергии пара затрачивается на трение и другие потери и с увеличе-
нием числа ступеней скорости к. п. д. турбины значительно понижается.
Если принять потери на одновенечном колесе за единицу, то на двухвенечном
они будут составлять 1,15 — 1,18; на трехвенечном—1,55—1,60 и на четырех-
венечном—2,40 и более. Поэтому на практике более трех, а чаще двух ступеней
скорости не делают. Турбины со ступенями скорости применяются, главным
образом, как дешевые турбины небольшой мощности для приведения в
действие насосов, вентиляторов, электрических генераторов небольших мощ-
ностей и т. п., а также при небольших перепадах давлений, как например,
для турбин мятого пара.
Пример 17. Мощность турбины на зажимах генератора 500кет прн числе оборотов
генератора 3000 в минуту. Свежнй пар имеет давление 30 ата прн 400° С. Выпуск пара при
давлении 8 ата. Определить основные размеры турбины н расход ею пара.
. Адиабатический теплоперепад в турбине находим по is диаграмме:
ht = Zo— i = 771 — 689 = 82 ккал/кг.
Скорость пара прн выходе из сопла, принимая ср = 0,94:
clt = 91,5 Уй/" = 91,5 У 82 = 828,5 м/сек,
ci — clt$ — 828,5 X 0,94 = 779 м/сек.
136
и
Проектируя турбину с двумя ступенями скорости, принимаем -—= 0,25 и находим и =*
= 194,8 м/сек. Диаметр венца лопаток в этом случае’будет:
60м 60 X 194,8
d = пп = 3,14 X 3000 = 1,33 м ~ 1330 ММ'
Такой диаметр диска для турбины мощностью 500 кет велик. Приходится установить
редуктор с передаточным числом 1 : 3, и тогда диаметр венца лопаток:
1330
d — -у- -= 442,3 мм = 0,4423 м.
Принимая = 0,57; •>) = 0,96; т]г = 0,92, находим расход пара;
„ 860/7 860 х 500
D ~ V^oeMr ~ 82 Х 0,57 Х 0,96 Х 0,92 ~ '° 2&9 Кг/Ч£1С'
„ 10 299
G = ~36qq- — 2,86 кг/сек.
Удельный расход пара;
D 10 299
d3 = -fi— = g-Qg- = 20,6 кг/квт-час.
Удельный расход пара очень велик, что объясняется значительным противодавлением
выпуска 10 ата.
Угол наклона сопла принимаем а, = 20°, тогда относительная скорость входа первой
ступени по формуле (55,3)
= усг + «2 — 2«Cj cos 04 = "у7792 + 194,82 — 2 х 194,8 X 779 х cos 20°= 599 м/сек.
Входной угол лопаток первой ступени находим из уравнения:
с, sin 04 779 х sin 20°
Sin ----- = 0,4446,
откуда:
k = 25*47».
Выходной угол принимаем:
= fjj _ 3° = 22° 47».
Относительная скорость выхода пара из первого венца лопаток при ф = 0,82
wt = фа»1 = 0,82 х 599 = 491 м/сек.
Абсолютная скорость выхода пара по формуле (55,4).
с% = + и2 — 2uwt cos = у 491s -4- 194,8s — 2 X 194,8 X 491 x cos 22° 47» = 320,6 м/сек.
Угол выхода струи пара из первого венца лопаток находим из уравнения:
ш2 sin
sin я2 = —---------
с2
491 X sin 22° 47»
320,6
= 0,594,
откуда:
а2 = 35° 44».
Скоростной коэфициент направляющих лопаток принимаем фн = 0,88, тогда скорость
входа на второй венец лопаток
с, = 320,6 х 0,88 = 282 м/сек.
Производя в дальнейшем расчеты, аналогичные расчетам первой ступени, получаем:
= 166 м/сек',
р' = 72°38';
р' = р' — 3° = 69° 38».
Принимая скоростной коэфициент рабочих лопаток второй ступени ф»= 0,90, нахо-
дим относительную скорость выхода со второй ступени: ,
ш2 = а>1]>» = 166 X 0,90 — 149 м/сек.
Тогда, аналогично предыдущему
с2 = 203 м/сек-, о'г = 131*.
13Z
Pi Ю
Переходим к расчету сопел. Так как отношение—= gg < чкр, то применяем расши-
ряющиеся сопла. Минимальное сечение их при удельном объеме пара о0= 0,1013 м31кг,
найденном по таблицам водяного пара, будет:
, G 2,86
/мял =-----= = ------==- = 0,000817 м3 = 8,17 см3.
2031/— 2031/—®—
V va V 0,1013
2,87 х 0,281
~—- = 0,00102 л2 = 10,2 сл2,
Сечение при выходе:
Goj.
/маке = "7~
И
где удельный объем пара при выходе из сопла t>j — 0,224 м3/кг.
Принимая высоту сопла I = 12 см одинаковой по всей его длине и сопло прямоуголь-
ного сечения, находим степень парциальности при коэфициеите сужения k = 1,15 и диаметре
венца лопаток d = 0,4 м-
$ маке
r.dl sin ах
сопловой
1,15 X 0,00102
“ тг 0,447 X 0,012 X sin 20° ~ 0,229 ~ °’23,
окружности размещаем г — 8 сопел, тогда минимальное се-
£
По длине дуги
•чеиие одного сопла:
Ширина сопла
, 8,17
^мин “ 8 см*‘
в минимальном сечении: >
а„ _ /мин _ _ Q,gg см _ g,5
Сопловой сегмент займет
дугу на сопловом секторе:
So = 360° х 0,23 = 82° 48х.
Рис. 112. Схема турбины с трехкратным радиальным подводом пара:
1 — сопло; 2— рабочие лопатки; 5 —канал вторичного подвода пара.
В некоторых случаях для уменьшения общих размеров паровой турбины
применяют осевой или радиальный многократный подвод пара к одному венцу
438
Рис. ИЗ. Схема двукратного осевого
подвода пара;
1 — сопло; 2 — рабочие лопатки; 3 — канал
вторичного подвода пара.
рабочих лопаток. На рис. 112 показана схема такой турбины с трехкратным
радиальным, а на рис. 113 с двукратным осевым подводом пара. Так как
в этом случае угол поворота пара в направляющих каналах велик, то полу-
чаются значительные потери скорости в этих каналах, зато потери на рабочих
лопатках уменьшаются благодаря уве-
личению степени парциальности и на-
личию только одного венца лопаток.
Подобные конструкции применяются
для небольших мощностей при необ-
ходимости иметь малые габаритные раз-
меры.
Турбина Невского завода АР-0,625
с двумя ступенями скорости представ-
лена на рис. 114. На вал 2 насажен
двухвенечный диск 4 с двумя венцами ра-
бочих лопаток. Пар через клапан 9 входит в камеру 8 и подводится к диску
через сопла 7. После первого венца пар поступает на второй венец 5 по направ-
ляющим лопаткам 6. Выпуск пара происходит по патрубку 14.
Задания для самостоятельного выполнения
1. По результатам примера 17 построить треугольники скоростей и сверить получен-
ные графически величины скоростей и углов с подсчитанными в примере.
2. Турбина с тремя ступенями скорости имеет эффективную мощность Ne = 850 кет и
работает паром с начальным давлением 10 ата при 225° С. Отработавший пар выпускается
при давлении 1,4 ата. Скоростной коэфициент сопла ф=0,95. Скоростной коэфициент первого
венца лопаток ф = 0,90. Относительный эффективный к. п. д. г|0Р = 0,52. Угол наклона сопла к
поверхности рабочего колеса aj = 24'. Турбина должна работать при непосредственном
соединении с генератором (без редуктора), для которого п = 3000 об/мин. Определить
средний диаметр венна лопаток, часовой расход пара, полный и удельный, а также отно-
сительные скорости пара на первом венце лопаток. Отв. -, d = 0,77 м; D = 15 509 кг1час\
u't = 683 м)сек.
§ 58. АКТИВНЫЕ СТУПЕНИ ДАВЛЕНИЯ
Рассмотренные одноступенчатые турбины и турбины со ступенями ско-
рости не экономичны при больших теплоперепадах и применяются лишь
в тех случаях, когда простота и дешевизна конструкции имеет первостепенное
значение.
Многоступенчатые турбины со ступенями давления значительно более
экономичны, чем турбины со ступенями скорости и широко применяются
в качестве первичных двигателей электростанций и силовых установок.
Активная паровая турбина со ступенями давления представляет собой
как бы ряд последовательно соединенных одноступенчатых турбин, проходя
через которые пар последовательно расширяется. Рабочие диски такой турбины
(рис. 115) насажены на общий вал 1 и отделены друг от друга неподвижными
диафрагмами 2, на которых установлены направляющие лопатки 6, играю-
щие роль сопел, подводящих пар на рабочие лопатки 3. Неподвижная диа-
фрагма и рабочий диск составляют одну ступень давления и представляют
собою как бы одну элементарную одноступенчатую активную турбину.
При входе на первую ступень пар имеет давление р0 и расширяется в соп-
лах 4 до давления р1( причем скорость его увеличивается от с0 до сг. С этой
скоростью пар вступает на рабочие лопатки первой ступени и, отдавая им
кинетическую энергию, приводит их и вал турбины в движение и совершает
механическую работу на валу турбины.
Подобный процесс происходит в последующих ступенях, и давление пара
понижается ступенями. Благодаря распределению теплоперепада между
несколькими ступенями получаются умеренные скорости пара на лопатках и,
следовательно, меньшие потери, меньшие окружные скорости и меньшее число
оборотов вала турбины.
139
/2
7
5
5
ю
и
Вращение
по часовое
апрелне
ВсасЬ/вание
масла
Рис.
И4. Турбина НЗЛ с двумя ступенями скорости:
1—вядний подшипник; 2—вал турбины; 3—лабиринтовые уплотнения; 4—двухвенечный
диск скорости; &—рабочие лопатки второй ступени; 6'—направляющие лопатки; 7—сопла;
8—камера; 9—регулирующий клапан; те—лабиринтовые уплотнения; 11— упорно-опорный
подшипник; 12—червячная передача к регулятору; та—масляный насос; 14 — выхлопной
патрубок.
При равномерном распреде-
лении располагаемого теплопе-
репада между г ступенями пар
будет входить в каждую из них
со скоростью
С1 = 91,5?у^1.
Из этого выражения сле-
дует, что у турбины со ступе-
нями давления скорость струи
пара сравнительно с одноступен-
чатой турбиной обратно пропор-
циональна корню квадратному
из числа ступеней давления.
Число ступеней давления в
одной турбине, в зависимости от
параметров пара и мощности,
колеблется в широких пределах
от 4 до 40 и более.
Рассмотрим тепловой про-
цесс активной четырехступен-
чатой турбины со ступенями
давления на is диаграмме (рис.
116). Перед регулирующими
органами пар имеет давление р0,
температуру /0, и состояние
его на is диаграмме характери-
зуется точкой Ло. Давление
отработавшего пара при выходе
из турбины р2в, Нй — распола-
гаемый теплоперепад в турбине
без учета потерь в регулирую-
щих устройствах.
Состояние свежего пара при
входе в сопла первой ступени
вследствие мятия пара в регу-
лирующих органах турбины ха-
рактеризуется точкой Aq, а отре-
зок = i't — ilt выражает
потерю располагаемого теплопе-
репада в результате этого мятия.
В выхлопном патрубке турби-
ны тоже происходит мятие пара,
и он уходит из турбины при дав-
лении р2 > ц2в, в результате чего
теряется еще часть располагае-
мого теплоперепада Д//2 = it"—
— i't. Состояние пара при вы-
ходе из турбины, если не учиты-
вать потерь в соплах на рабочих
Рис. 115. Активная паровая турбина со ступе-
нями давления.
и направляющих лопатках, ха- Рис. 116. Тепловой процесс активной турбины со
рактеризуется точкой А'ц. ступенями давления на is диаграмме.
В соплах первой ступени
давление пара понижается от до р{ и линия А'о — ах изображает дейст-
вительный процесс расширения пара в соплах первой ступени, а линия
А$ — — адиабатическое расширение пара.
141
Для определения использованного на первой ступени теплоперепада
надо отложить вверх от точки alt потери в сопле h'c и сумму тепловых по-
терь ЕЛЛ, получающуюся между соплами первой ступени и направляющими
лопатками второй ступени. В этом случае конечное теплосодержание пара по
выходе из первой ступени и при входе во вторую ступень определится точкой bt.
Теплоперепад, использованный на первой ступени, будет:
Л: = /г'— /г' — \ji'n. (58,1)
Продолжая аналогичные построения, находим точки а2, аз> харак-
теризующие состояние пара за соответствующими направляющими лопатками,
и точки 62, 63, 64..., характеризующие состояние пара за рабочими лопатками
каждой ступени. Точка Ai характеризует состояние пара при выходе из ка-
налов рабочих лопаток последней ступени. Линия А[АХ представляет
процесс мятия пара в выхлопном патрубке, в котором давление понижается
от р2 до давления выпуска р2в .
Так как из каждой ступени пар уходит с конечной скоростью с2 ¥= О,
то к потерям ЗЛЛ добавляются потери с выходной скоростью, эквивалентные
перепаду теплосодержания hB , которое частично или полностью используется
на последующих ступенях. Если р — коэфициент использования на данной
ступени выходной скорости предыдущей ступени (обычно р = 0,5 4- 0,8),
то при потере на предыдущей ступени й“вр на данной ступени используется
теплоперепад:
ht = ht+^ — hc — — (1— р)Ав. (58,2)
Если использованный перепад тепла на каждый ступени обозначить
hl, hli, h™, h1?..., то использованный в турбине теплоперепад:
Hi = hl + h^+fil11 + ^ + --.
Действительный тепловой процесс в многоступенчатой турбине происхо-
дит по ломаной линии A^b^b^ag..., а не по адиабате ДИн- При этом
вследствие того, что на is диаграмме изобары снизу вверх идут расходящимся
пучком, то
^1^24 а 2t> ® 21а 34’ • • • •
Таким образом, сумма адиабатических теплоперепадов всех ступеней
турбины оказывается больше теплоперепада по адиабате AoAtt. Поэтому
при z ступенях: 2
ЪЛц > Ht (58,3)
или .
= Нь (1 4- а). (58,4)
В этом уравнении адиабатические теплоперепады в отдельных ступе-
нях, а а — коэфициент возврата тепла, принимаемый обычно 0,02 4- 0,06.
§ 59. КАЧЕСТВЕННЫЙ КОЭФИЦИЕНТ ТУРБИНЫ
Для суждения об использовании энергии пара в турбине пользуются
так называемым качественным коэфициентом, который определяется по сле-
дующей формуле:
где: г — количество ступеней турбины,
а — коэфициент возврата тепла,
Ht—адиабатический теплоперепад по основной адиабате (рис. 116),
«ср— средняя окружная скорость лопаток (в м/сек):
и! + ul + ul + • • 4-
142
Качественный коэфициент У характеризует экономичность турбины
в целом, и ее к. п. д. зависит от величины коэфициента У.
Опыт показывает, что при одинаковых значениях У к. п. д. турбин, даже
конструктивно отличающихся друг от друга, совпадают. На рис. 117 дана
графическая зависимость т;0(, от коэфициента У, из которой видно, что с уве-
личением У т)ое возрастает сначала быстро, а после У >2000 сравнительна
медленно.
Увеличение У при н'о = const за счет возрастания S«2=z«Cp может быть
достигнуто повышением числа оборотов вала, увеличением диаметров дисков
r.dn
так как ы = — ’ а также числа ступеней турбины.
Последние способы не
всегда применимы, так как
развивающиеся под действием
центробежных сил усилия во
вращающихся частях турби-
ны могут ограничивать уве-
личение d и п.
У турбин небольших мощ-
ностей главное значение при-
09
i
ав
в
^Ц7
колесом скорости.
Рис. 118. Схема активной турбины с двухве-
нечным регулирующим
06
500 1000 1500 2000 2500 3000
ИЙЙЙЗ
’ Uta клал/к»
Рис. 117. Влияние качественного
коэфиниента на к. п. д. турбины.
дается простоте и дешевизне конструкции, и они строятся с числом ступеней
не более восьми.
Такие турбины удобны в эксплуатации, стоимость их не высока; они
имеют малый вес и небольшие размеры, но имеют сравнительно низкий к. п. д.
и мало экономичны. Турбины повышенных мощностей, у которых основное
значение имеет снижение расхода пара и величина к. п. д., строятся с боль-
шим числом ступеней. Вначале турбостроение шло по пути только увеличения
числа ступеней, которое доходило до 40 и более при 1500 оборотах в минуту.
Теперь ведущие заводы СССР, увеличив число оборотов до 3000 в минуту,
строят мощные турбины при сравнительно малом числе ступеней и при высо-
ком к. п. д. Так, например, турбина Ленинградского металлического завода
типа BK-50-I мощностью 50 000 кет при 3000 об/мин., начальном давлении
пара 90 ата и давлении выпуска 0,04 ата имеет всего одно двухвенечное
регулирующее колесо и 17 ступеней давления.
В современных многоступенчатых активных турбинах для повышения
их экономичности допускается некоторый перепад давления, а значит, и тепло-
содержания на рабочих лопатках. В этом случае из общего теплоперепада
ступени ht некоторая его часть /г(2 преобразуется в кинетическую энергию
на рабочих лопатках. Отношение теплоперепада на рабочих лопатках ко всему
теплоперепаду ступени ~ = о называется степенью реактивности ступени.
Активные турбины, у которых происходит некоторый теплоперепад и рас-
ширение пара и на рабочих лопатках, называются турбинами с небольшой
143-
степенью реактивности. На ступенях высокого давления активной турбины
степень реактивности не превышает 0,04 0,05, а в ступенях низкого давле-
ния ее повышают до 0,2 4- 0,3.
Небольшая степень реактивности создает благоприятные условия для
заполнения каналов, приводит к возрастанию скоростного козфициента ло-
паток фи к. п. д. ступени. В то же время увеличение степени реактивности
повышает утечки пара через зазоры между рабочими лопатками и корпусом
турбины, а также и осевое давление на упорный подшипник.
При работе паром высоких давлений и высоких температур для уменьше-
ния числа ступеней применяют комбинацию ступеней скорости и ступеней
давления. В такой турбине первую ступень осуществляют в виде диска со
ступенями скорости, а все остальные ступени являются ступенями давления.
Схема такой турбины и график изменения давления и скоростей представлены
на рис. 118. Пар с начальным давлением поступает на двухвенечное колесо 1
со ступенями скорости. Перепад давления р'о — р} выбирается значитель-
ным, и поэтому скорость q достаточно велика и используется на ступенях
•скорости, снижаясь до с' . Оставшийся перепад тепла и давления исполь-
зуется в ступенях давления 2, где давление пара невелико.
ГЛАВА XIII
ПРЕОБРАЗОВАНИЕ ЭНЕРГИИ НА РЕАКТИВНЫХ РАБОЧИХ ЛОПАТКАХ
§ 60. РЕАКТИВНЫЕ СТУПЕНИ ДАВЛЕНИЯ
При рассмотрении взаимодействия между паром и рабочими лопатками
турбины было указано, что это взаимодействие может осуществляться двояко —
Рис. 119. Тепловой процесс на реактив-
ной ступени.
по активному и реактивному принципам.
При реактивном принципе преобразование
потенциальной энергии происходит не толь-
ко в неподвижном аппарате турбины, но
также и на рабочих лопатках.
Сущность реактивного действия пара
заключается в следующем. Рабочие лопат-
ки реактивной ступени имеют форму, ана-
логичную соплам. Проходя по таким кана-
лам, пар расширяется, и его потенциальная
энергия превращается в кинетическую.
Если бы такое расширение происходило
на неподвижных лопатках, то пар, оттал-
киваясь от поверхности лопаток, приобрел
бы ускоренное движение. Но так как рабо-
чие лопатки подвижны, то расширяющийся
пар, отталкиваясь от лопаток, сам будет
толкать их в направлении, противополож-
ном своему ускорению, в результате чего
увеличится только относительная скорость
пара, а его абсолютная скорость может не
только не увеличиться, но даже несколько
уменьшиться.
Таким образом, процесс на одной ре-
активной ступени протекает следующим
образом (рис. 119). Пар поступает на направляющие лопатки 2 с дав-
лением р0, со скоростью с0 и теплосодержанием i0. В результате расширения
на неподвижных направляющих лопатках теплосодержание и давление пара
уменьшаются и становятся равными 4 и а скорость возрастает до С этой
скоростью пар поступает на рабочие лопатки I, где продолжается превра-
щение его тепловой энергии в кинетическую. На рабочих лопатках теплосо-
144
держание и давление пара еще понижаются и делаются равными i2 и р2. В реак-
тивной ступени полный теплоперепад i0 — i2 = ht распределяется между
направляющими лопатками i0 —• ц = htl и рабочими q — i2 = hl2.
Отношение теплоперепада на рабочих лопатках ко всему теплоперепаду
ступени
^ = Р (60,1)
называется степенью реактивности ступени. Обычно у реактивных турбин
степень реактивности составляет около р = 0,5, т. е. полный теплоперепад
поровну распределяется между направляющими и рабочими лопатками.
На реактивную рабочую ло-
патку пар оказывает двоякое
действие. Во-первых, как и в
активной ступени, пар действует
центробежной силой своих кри-
волинейно движущихся части-
чек и оказывает давление ракт
Рис. 121. Треугольники скоростей реактивной
ступени.
Рис. 120. Действие пара на реактив-
ную рабочую лопатку.
(рис. 120), во-вторых, действует силой реактивного давления рреаКт- Направления
этих сил не совпадают, и геометрическая сумма сил давления дает составляющую
силу р,,, направление которой не совпадает с направлением движения лопаток.
В результате этого сила разлагается на две: р„ — направленную параллельно
окружной скорости и, и ра — перпендикулярную к этому направлению. Сила ри
производит механическую работу, а сила ра, действуя вдоль оси ротора, от-
жимает его в сторону низкого давления.
Треугольники скоростей реактивной ступени показаны на рис. 121. Пар
поступает на рабочие лопатки со скоростью сг под углом eq к плоскости вра-
щения ротора. Величину этой скорости можно найти из уравнения:
с1==91,5?|Л htl + ^MlceK, (60,2)
где: с0 — скорость входа пара на направляющие лопатки (в м/сек),
йц = (1 — р) ht — адиабатический теплоперепад в направляющем ап-
парате (в ккал /кг). '
Произведя построение треугольника скоростей, определяют относитель-
ную скорость входа пара на рабочую лопатку oq и угол ее наклона под
которым должен начинаться профиль спинки лопатки. Вследствие расширения
пара в каналах между рабочими лопатками относительная скорость его возра-
стает и при выходе с лопаток будет:
w2=91,5'PJ/ ht2 +&3>&Q м/сек, (60,3)
где: ф — скоростной коэфициент,
/?f2 = p/q— адиабатический теплоперепад на рабочих лопатках (в ккал)кг).
Под углом наклона этой скорости к плоскости вращения ротора должен
.оканчиваться профиль спинки лопатки. Построив треугольник скоростей,
10 ИИ
145
определяют абсолютную скорость выхода пара с рабочих лопаток с2 и ее
угол наклона с^, под которым должен начинаться профиль спинки лопаток
направляющего аппарата следующей ступени.
Если степень реактивности р = 0,5, то hn = /г(2. Поэтому можно сде-
лать профили рабочих лопаток и лопаток направляющего аппарата совершенно
одинаковыми и получить: аг — р2, а2 = сг = w2 и с2 = wv Ясно, что если
наложить такие треугольники скоростей друг на друга, то они совпадут
(рис. 121, б). Для реактивной турбины, как и для всякой турбины, желательно,
чтобы выходная скорость имела минимальное значение, так как при этом до-
стигается наилучшее использование кинетической энергии на рабочих лопат-
ках. Наименьшее значение с2 можно получить при — 8, = 90°. В этом
Рис. 122. Тепловой процесс реактивной
ступени на is диаграмме.
случае треугольники скоростей будут
прямоугольными, т. е.:
х = ~ = cos ар (60,4)
Выше (формула 55,12) было выве-
дено, что для активной ступени наивы-
годнейшее отношение скоростей было-.
U COS а,
Из сравнения этих выражений вид-
но, что для реактивной ступени наивы-
годнейшее отношение — должно быть в
два раза больше, чем для активной
ступени, следовательно, и окружные
скорости на венце лопаток реактивной
ступени получаются в два раза больше,
чем на венце активной ступени при
одинаковых скоростях пара. Чтобы
избежать большой окружной скорости
у реактивных турбин, их всегда строят многоступенчатыми с числом ступеней,
большим, чем у активных турбин.
На реактивных ступенях, так же, как и на активных ступенях давления,
скорость при z ступенях снижается в среднем в V г раз, сравнительно с одно-
ступенчатой турбиной.
На is диаграмме процесс реактивной ступени представляется следующим
образом (рис. 122). Мятие пара от давления р0 до р0' в регулирующих органах
выразится прямою XqXq. Адиабатический теплоперепад ht на всей ступени
представится отрезком A„A2t. Так как в большинстве случаев р — 0,5,
то конечное состояние пара за направляющими лопатками выразится точкой
Ап, делящей адиабатический теплоперепад всей ступени пополам, т. е.
__ г ____\ _____ *» *2t
— «а 2 ~ 2
^41
и, следовательно, теплосодержание пара за направляющими лопатками
_ ‘о + »2t
ht — 2
Через точку Аи пересечения горизонтали, проведенной через теплосодержа-
ние zJf и адиабаты расширения A0'A2t, проходит изобара рг, соответствующая
давлению пара, выходящего из каналов направляющих лопаток. Отложив вверх
по адиабате от точки Аи потери в направляющем аппарате he и проведя через
конец этого отрезка в точке аи горизонталь до пересечения с изобарой рА,
находят точку характеризующую действительное состояние пара за направ-
ив
ляющими лопатками. Проведя из точки адиабату расширения пара на ра-
бочих-лопатках, на изобаре конечного давления р2 находят точку A2t. Откла-
дывая от этой точки вверх по адиабате потери на лопатках /гли проводя через
конец этого отрезка (через точку a2t) горизонталь до пересечения с изобарой р2,
получают точку А2, характеризующую действительное состояние пара за
рабочими лопатками.
Процесс всей многоступенчатой реактивной турбины на is диаграмме
представится, как ряд последовательных процессов отдельных ступеней и
выразится рядом наклонных кривых, опускающихся от изобары начального
давления р0' до изобары конечного давления
р2 (рис. 123).
Располагаемый теплоперепад на лопатках
каждой реактивной ступени, применяя обоз-
начения рис. 122, будет:
+ ^42>
где htl и ht2 — теплоперепады на направля-
ющих и рабочих лопатках.
На направляющих лопатках теплоперепад
— *0 *14 •
За счет этого теплоперепада создается
кинетическая энергия струи пара, который,
проходя по криволинейным рабочим лопаткам,
совершает активную работу (на 1 кг пара)
S 2
г' С1 ** I
На рабочих лопатках теплоперепад
^42 = *14-*24 ~ *1 *24-
За счет этого теплоперепада совершается
работа реактивного действия струи пара
Рис. 123. Тепловой процесс мно-
гоступенчатой реактивной турбины
на is диаграмме.
. / _ И),
р ~ 2g ~ 2g •
Полная работа пара на реактивной ступени
2 2.1 1
, , > , ’ С1 — сг + О>, —
^-р ст = ^-а = • (60,5)
Для многоступенчатой реактивной паровой турбины, аналогично с много-
ступенчатой активной турбиной, мощность на валу
= 860’ 7106 квт- (60,6)
При работе турбины на генератор электрического тока мощность на его
зажимах
Dfft
= 860 Wlr- (60,7)
§ «1. ОСОБЕННОСТИ РЕАКТИВНЫХ ТУРБИН
Сравнительно с активными турбинами реактивные турбины имеют некото-
рые особенности. В реактивных турбинах:
1) наличие разности давлений по обе стороны как направляющих, так
и рабочих лопаток создает возможность перетекания пара между подвижными
10* 147
и неподвижными частями турбины, вызывая утечки пара через радиальные
зазоры;
2) применяется только полный подвод пара, так как из-за разности
давлений с одной и с другой стороны рабочих лопаток при парциальном
подводе пара происходили бы потери от завихрений, которые могли бы вызвать
непроизводительный расход энергии, приобретенной паром в направляющем
аппарате;
3) окружные скорости на венце рабочих лопаток при одинаковой ско-
рости входа на лопатки у реактивных турбин получаются приблизительно
в два раза больше, чем у активных (см. уравнение (60,4);
4) сравнительно с активными паровыми турбинами, осевое усилие, направ-
ленное в сторону движения пара, во много раз больше, и для уравновешивания
его требуется специальная конструкция ротора.
В силу этих особенностей конструкция реактивных турбин отличается
от конструкций активных.
Для избежания утечек пара через радиальные зазоры между подвижными
и неподвижными частями турбины эти зазоры уменьшают насколько возможно,
но оставляют их в пределах не менее 0,5 -? 0,8 мм во избежание возможных
при работе турбины задеваний вращающихся частей о неподвижные при рас-
ширении от нагревания, при осевых сдвигах ротора и возникающих в турбине
вибрациях.
Утечки через радиальные зазоры можно уменьшить также путем деления
всего перепада давлений между большим числом ступеней, благодаря чему
разность давлений в каждой отдельной ступени получается меньше.
Из уравнения (54,4) видно, что увеличение степени парциальиости и дове-
дение ее до 1, как это необходимо у реактивных турбин, возможно либо за
счет уменьшения диаметра венца лопаток d, либо за счет уменьшения их
высоты I. Так как у реактивных турбин отношение — больше, чем v активных,
ci
то уменьшение числа оборотов может достигаться либо увеличением диаметра,
либо распределением теплоперепада между значительным числом ступеней.
Увеличение диаметра приводит к увеличению утечек через радиальные зазоры,
а увеличение числа ступеней уменьшает их. Поэтому реактивные турбины
обычно многоступенчатые, с числом ступеней, достигающим 100 и более.
Значительное осевое усилие на роторе реактивных турбин возникает
вследствие наличия перепада давления на рабочих лопатках. В некоторых
случаях это осевое усилие оказывается полезным, так, например, в судовых
установках при непосредственном соединении турбины с гребным валом, так
как осевое усилие частично уравновешивает реакцию гребного винта. Но в
большинстве случаев реактивные турбины приходится конструировать со
специальными разгрузочными устройствами, которые несколько повышают
расход пара на утечки и удорожают стоимость турбины.
Чаще всего для этого применяют разгрузочный поршень 3 (рис. 119).
Пространство перед разгрузочным поршнем соединено трубопроводом 4 с вы-
пускным патрубком, вследствие чего давление на поршень с одной стороны
больше, чем с другой, и он находится под результирующим давлением, направ-
ленным противоположно направлению осевого усилия Ра. Иногда вместо
трубопровода применяют сквозные сверления в теле ротора, через которые
пар с левой стороны разгрузочного поршня входит внутрь ротора и выходит
из него в выхлопной патрубок.
Наличие большого числа ступеней в реактивных турбинах приводит к
сравнительно небольшим окружным скоростям и к малым числам оборотов.
Для большинства реактивных турбин окружные скорости не превыша-
ют 150 м/сек.
Небольшие окружные скорости позволяют применять для реактивных
турбин ротор барабанного типа, а не в виде вала с насаженными на него дис-
ками. Кроме того, применение барабанного ротора для реактивных турбин
148
необходимо потому, что давление по обе стороны рабочих лопаток различно,
и при применении дисков для установки лопаток разность давлений действо-
вала бы на всю поверхность каждого диска, создавая весьма большие неурав-
новешенные осевые усилия. При применении барабанного ротора отпадает
необходимость в устройстве диафрагм, и сопловые аппараты реактивных
турбин выполняются в виде неподвижных лопаток, закрепляемых в корпусе
турбины.
Рассмотренные выше особенности реактивных турбин позволяют притти
к следующим выводам. Сравнительно с активными реактивные турбины имеют
следующие преимущества:
а) меньшие потери на трение частей ротора о пар и меньшие потери от
завихрении пара, что объясняется заменой дисков барабанами;
б) меньшие потери на рабочих лопатках вследствие того, что пар проте-
кает через междулопаточные каналы с меньшей скоростью, чем в активных
турбинах;
в) меньшая длина турбины благодаря тому, что при барабанной конструк-
ции ротора сопла занимают меньшую длину по оси и не требуется установка
диафрагм.
Наряду с указанными преимуществами, реактивные турбины имеют
существенные недостатки:
а) большие потери на пропуски пара через радиальные зазоры между
подвижными и неподвижными частями;
б) малая высота лопаток или малые диаметры ротора в ступенях высокого
давления, необходимые при полном подводе пара. Первое увеличивает про-
пуски, а второе приводит к очень большому числу ступеней и усложнению
конструкции;
в) применение повышенных и высоких давлений пара для реактивных
турбин вызывает затруднения, объясняемые тем, что при большом числе ступе-
ней теплоперепады в каждой отдельной ступени получаются небольшими,
и потому в части высокого давления пар находится под очень большим избы-
точным давлением, что усложняет конструкцию корпуса;
г) при очень больших количествах пара, а следовательно, и при значитель-
ных мощностях, чтобы избежать слишком длинных лопаток в части низкого
давления, приходится применять весьма большие диаметры ротора;
д) необходимость установки устройств, разгружающих осевые усилия,
что тоже усложняет конструкцию.
В силу всего сказанного, реактивные турбины не применяются при малых
расходах пара и, следовательно, для малых мощностей. Неприменимы они
также для повышенных и высоких давлений и очень больших мощностей.
Поэтому турбины реактивного типа строятся для средних мощностей и, глав-
ным образом, для небольшого давления пара.
§ 62. ЧИСТО РЕАКТИВНЫЕ ТУРБИНЫ
Как уже указывалось, реактивные турбины обычного типа имеют степень
реактивности р = 0,5, т. е. являются реактивными лишь наполовину. Имеются,
однако, конструкции чисто реактивных турбин, одна из которых показана
на рис. 124. Степень реактивности, равная единице, достигается в этих турби-
нах благодаря следующему устройству. Турбина имеет два отдельных незави-
симых вала 3 и 9 с одной геометрической осью. На двух дисках 4 и 7, наса-
женных на концы этих валов, закреплены последовательными концентри-
ческими кольцевыми рядами лопатки 5 и 6 так, что ряды лопаток одного диска
заходят в промежутки между рядами другого. Вся конструкция заключена
в кожух 2. В камеру свежего пара 10 пар поступает из паропровода 1 через
отверстия 8 в дисках. Из камеры свежего пара, двигаясь радиально, пар про-
ходит по каналам всех рядов лопаток на обоих дисках и выходит в камеру
мятого пара 11. Таким образом, каждый венец лопаток является рабочим для
149
своего диска и направляющим для другого, диски вращаются с равным числом
оборотов в противоположные стороны, и степень реактивности у такой турбины
получается равной единице. Благодаря
Рис. 124. Чисто реактивная паровая
турбина.
такой конструкции этой турбины скорость
рабочей лопатки относительно направляю-
щей оказывается в два раза больше, чем
в турбинах с неподвижным направляющим
аппаратом, что дает возможность умень-
шить число ступеней сравнительно с обык-
новенной реактивной турбиной вдвое. В
чисто реактивной турбине описанной кон-
струкции путь радиально движущегося
пара получается очень коротким, что вы-
зывает большую разность температур и
необходимость создания такой конструк-
ции дисков, которая обеспечивает нужное
расширение деталей, вызываемое значи-
тельными температурными деформациями.
Поэтому хотя эти турбины обладают
значительной компактностью и сравнитель-
но высоким к. п. д., особенно широкого
применения они не получили вследствие
сложности как всей конструкции в целом,
так и отдельных деталей турбины. Турби-
ны такого типа бывают мощностью до 50 000 кет.
§ 63. КОМБИНИРОВАННЫЕ ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
При рассмотрении принципа действия и конструктивных особенностей,
ступеней скорости, активных и реактивных ступеней давления было выяснено,
что применение только ступеней скорости, или только активных, или только
Рис. 125. График изменения давления и скорости в комбнннрованиой активно-
реактивной турбине.
реактивных ступеней давления невыгодно. Так, реактивная турбина, не да-
вая высокого к. п. д. в области высоких давлений, проявляет выгодные
стороны своей конструкции в области низкого давления. Диск со ступенями
скорости невыгоден для больших перепадов давлений и тепла и т. д. Поэтому
наиболее рациональной системой турбины будет турбина комбинированная,
в которой сочетаются соответствующим образом различные принципы исполь-
зования энергии пара. i
У большинства современных комбинированных турбин первой регули-
рующей ступенью является диск скорости. Применение диска скорости в ка-
15СГ
честве первой ступени дает возможность сработать в соплах большой тепло-
перепад и понизить давление и температуру в остальной части турбины, умень-
шив число ступеней давления. Хотя на диске скорости и получаются значитель-
ные потери, но это компенсируется уменьшением утечек через уплотнения,
а также удобством регулирования турбины путем включения и выключения
отдельных групп сопел. Конструкция турбины с диском скорости в качестве
первой ступени получается наиболее простой и дешевой. Например, в тур-
бине мощностью 6000 кет при р0 — 29 ати и t0 = 400°С на двухвенечном диске
скорости срабатывается теплоперепад 65 ккал (кг, а на остальных 27 ступенях
давления (реактивных) — 143 ккал/кг. Если бы такую турбину сделать чисто
реактивной, то она имела бы не менее 48—50 ступеней.
На рис. 125 изображен график изменения давления и скорости в комбини-
рованной активно-реактивной турбине с двухвенечным диском скорости.
Расчет многоступенчатых комбинированных турбин производится в такой
последовательности. Сначала определяется величина теплоперепада, прихо-
дящегося на первую регулирующую ступень, затем определяются размеры
и параметры первой нерегулируемой и последней ступеней турбины.
Определение теплоперепада, приходящегося на первую регулирующую
ступень, в значительной мере зависит от условий, поставленных при проекти-
ровании турбины. Чем больше теплоперепад на регулирующей ступени, тем
меньше общее число ступеней турбины, тем легче и дешевле получается тур-
бина, но к. п. д. как регулирующей ступени, так и турбины в целом получается
ниже. При малом теплоперепаде на регулирующей ступени турбина получается
с большим числом ступеней, тяжелее и дороже, но к. п. д. ее выше. Кроме
того, если турбина предназначается для переменных режимов работы, выгод-
нее применить большой теплоперепад на регулирующей ступени, так как
в этом случае при изменении нагрузки к. п. д. турбины изменяется меньше,
чем у турбины с малым теплоперепадом на регулирующей ступени. Поэтому,
в зависимости от задания, поставленного при проектировании турбины, тепло-
перепад на регулирующей ступени может изменяться в очень широких пре-
делах (15 4- 50% от всего теплоперепада в турбине).
Определение размеров первой нерегулируемой ступени производят по
уравнению (54,5), при степени парциальности s = 1:
___ kGvx
с ndCi sin at ‘
„ и r.dn
Подставляя вместо скорости пара сх = — = и решая уравнение от-
носительно di — диаметра первой ступени, находим:
, 1-1/ 60kxGvt о лс-7т/ Gkvtx ,пг.
d, = — Vt—;—- = 2,467 V ——• • (63,1)
it У 1сП sin У 1сП Sin '
При проектировании величины п и G являются заданными, а /с, a.lf х подби-
раются из конструктивных соображений. Обычно минимальная высота ло-
патки для активных ступеней берется не менее 10 мм и для реактивных 20 мм.
Отношение ~~=х выбирают для активных ступеней 0,43 4- 0,48, для реактив-
ных 0,80 4- 0,95.
Задаваясь теплоперепадами в первой регулирующей и первой нерегули-
руемой ступенях определяют удельный объем Пара
После определения диаметра ступени по его величине определяется ок-
ружная скорость, и в зависимости от выбранной величины х и и находится
скорость входа пара на лопатки q и по этой величине — теплоперепад ht.
При больших расхождениях полученного теплоперепада с намеченным
приходится, задаваясь иными значениями /с, а, х, произвести расчет заново.
№1
Диаметр, полученный из расчета, не должен быть слишком большим,
и отношение диаметров первой и последней ступеней давления должно быть
не менее 0,6 для активных и 0,45 для реактивных турбин.
Размеры последней ступени определяются из условия допустимых по-
терь с выходной скоростью. Затем, задаваясь отношением, определяют ди-
аметр последней ступени и длину лопатки и проверяют при этом получающу-
юся окружную скорость. Если она окажется неподходящей, то приходится
выбирать другие значения потерь с выходной скоростью и иные отношения -j-.
После определения размеров и параметров первой нерегулируемой и по-
следней ступеней производят распределение теплоперепада между ступенями
графо-аналитическим методом.
Для этого строят специальную диаграмму (рис. 126). На такой диаграмме
от точки О вправо откладывают весь располагаемый теплоперепад, выражае-
мый отрезком OU. От этой же точки О
также вправо откладывают отрезок ОК,
выражающий теплоперепад /?( на пер-
вой регулирующей ступени, и отрезок
КА — теплоперепад первой нерегули-
руемой ступени h't. Из точки А восста-
навливают перпендикуляр, и на нем
откладывают отрезок АЕ, в выбранном
масштабе выражающий диаметр первой
нерегулируемой ступени. Из точки U
восстанавливают перпендикуляр, на ко-
Рис. 126. Распределение теплоперепада ТОрОМ отрезок UF выражает диаметр
между ступенями турбины. г „г тл „
J г последней ступени. Изменение диамет-
ров ступеней в зависимости от удель-
ных объемов пара определяют по кривой d, соединяющей точки Е и F. При
построении этой кривой надо учитывать, что удельные объемы пара возра-
стают вначале медленно, и поэтому увеличение диаметров первых ступеней
надо делать постепенное и небольшое. По нескольким точкам кривой EF на-
ходят квадраты диаметров и в другом масштабе строят кривую ВС квадратов
диаметров. После этого точки К и В соединяют прямой. Затем из точки А
проводят прямую, параллельную КВ до пересечения с кривой ВС в точке М,
и через точку М проводят вертикаль ML. Теплоперепад во второй нерегули-
руемой ступени выразится отрезком AL, а ее диаметр—отрезком ЕМг. Для опре-
деления диаметров последующих ступеней и теплоперепадов на них выпол-
няют аналогичные построения. В случае непопадания последней наклонной
прямой в точку С и наличия малого конечного отрезка его делят между
двумя-четырьмя последними ступенями. Если такой конечный отрезок полу-
чается значительным, то производят перерасчет при вновь выбранных значе-
и
ниях — и теплоперепадов на первых ступенях.
При разбивке теплоперепадов для реактивных ступеней или активных
ступеней с некоторой степенью реактивности можно определять теплопере-
пады для рабочих и направляющих лопаток ступени, в зависимости от выбран-
ного значения р — степени реактивности.
После определения диаметров ступеней и разбивки между ступенями
теплоперепадов производят детальный расчет турбины по ступеням.
§ 64. ТУРБИНЫ ПРЕДЕЛЬНОЙ МОЩНОСТИ
Лопаточный аппарат современных мощных паровых турбин может быть
размещен как в одном, так и в нескольких корпусах. Увеличение числа цилин-
дров усложняет конструкцию и удорожает турбину, поэтому обычно стремятся
152
1 i
Строить турбины одноцилиндровыми и только при очень высоких мощностях;
многоцилиндровыми. Лет 20—25 тому назад иногда даже турбины сравнительно'
небольших мощностей выполнялись трех- и даже четырехцилиндровыми.
Современные турбины даже при значительных мощностях редко имеют более
двух цилиндров.
Невозможность разместить в одном цилиндре более 20 4- 25 активных
или 30 4- 35 реактивных ступеней является препятствием к выполнению
одноцилиндровой турбины. Однако практика турбостроения, в первую оче-
редь наша отечественная, показала, что конденсационные турбины активного
типа с высоким к. п. д., мощностью до 40 4- 50 тыс. кет можно осуществить
с числом ступеней менее 20.
Рис. 127. Двойной поток пара в ц. н. д.
турбины.
Рис. 128. Раздельный поток пара в пред-
последней ступени (полуторный выхлоп).
Ленинградский металлический завод выпускает одноцилиндровые турбины
мощностью 25 и 50 тыс. кет.
Последняя ступень турбины пропускает расширившийся до наибольшего-
объема пар. Это вызывает необходимость увеличивать как диаметр последнего
диска, так и длину лопаток на нем. Но с увеличением диаметра диска и длины;
лопаток в их материале под действием увеличившихся центробежных сил
напряжения могут возрасти выше допустимых. В этом случае приходится
при заданных значениях числа оборотов и максимально допустимых потерях
с выходной скоростью ограничивать мощность турбины по предельно боль-
шому расходу пара.
Турбиной предельной мощности называют такую турбину, которая при
определенных числах оборотов и параметрах пара может развить максималь-
ную мощность.
С развитием техники предельная мощность турбины возрастает за счет:
1) создания более стойких и более прочных материалов, применяемых,
для турбостроения;
2) пропуска пара через ч. н. д. несколькими потоками. При двухпо-
точном пропуске пара через ч. н. д. (рис. 127) пар из цилиндра высокого
давления поступает в среднюю часть цилиндра низкого давления и расте-
кается в нем по двум лопаточным аппаратам, в результате чего обе последние-
ступени пропускают только половину всего объема пара. При многопо-
точной конструкции турбины предельная ее мощность может быть значи-
тельно увеличена;
3) применения в предпоследней ступени двухъярусных лопаток (рис. 128),
пропускающих через верхний ярус 30 4- 40% пара, расширяющегося здесь
до давления в конденсаторе и уходящего отсюда непосредственно в него.
Остальные 60 4- 70% пара проходят через нижний ярус в последнюю
ступень, а уже из нее в конденсатор;
4) повышения давления выпуска, при котором удельный объем пара,
проходящего через последнюю ступень, уменьшается. Этот способ ведет к
15а.
уменьшению теплоперепада, снижает к. п. д. турбины и допустим только
в том случае, когда низкая стоимость турбины имеет основное значение.
Применение промежуточного отбора пара повышает предельную мощность
турбины, так как в этом случае через последние ступени пропускается меньшее
количество и объем пара.
В турбинах, изготовляемых нашими заводами, применяется однопоточ-
ная конструкция даже при мощности 50 000 кет. Для этого окружная скорость
на последних лопатках доведена до 314 м)сек и применен пар высокого давле-
ния и высокой температуры (р0 = 90 ата\ t0 = 480° С).
ГЛАВА XIV
ТЕПЛОИСПОЛЬЗОВАНИЕ В ПАРОВЫХ ТУРБИНАХ
§ 65. ПОТЕРИ В ПАРОВЫХ ТУРБИНАХ
В паровой турбине, как и во всяком тепловом двигателе, не все подведен-.
ное к ней тепло превращается в механическую работу, а часть этого тепла
отводится в охладитель с отработавшим паром. Потери тепла с отработавшим
паром свойственны и образцовому двигателю, т. е. двигателю, работаю-
щему при адиабатическом расширении рабочего тела.
Для расчета всей турбины и отдельных ее частей необходимо знать дей-
ствительное изменение состояния пара в турбине, которое обусловлено откло-
нением действительного процесса от образцового, происходящим вследствие
наличия дополнительных потерь, не учитываемых в образцовом процессе.
К таким дополнительным тепловым потерям относятся: потери в трубо-
проводах и регулирующих устройствах — входные потери; в соплах и на
направляющих лопатках; на рабочих лопатках; на трение дисков о пар и вен-
тиляционные; через внутренние зазоры; от влажности пара; с выходной ско-
ростью; в выхлопном патрубке; от утечек через концевые уплотнения; на
лучеиспускание.
Две последние потери имеют ту особенность, что тепловая энергия пара
вследствие этих потерь теряется в окружающую среду, тогда как во всех
предыдущих случаях теплота, не превращенная в механическую работу,
оставалась в паре и вызывала повышение теплосодержания отработавшего
пара. Поэтому последние две потери иногда называют внешними тепловыми
потерями, или потерями в окружающую среду, а все остальные—внутренними.
Рассмотрим в отдельности причины, вызывающие все указанные выше
потери, и способы определения величины этих потерь.
§ 66. ПОТЕРИ В ТРУБОПРОВОДАХ, РЕГУЛИРУЮЩИХ УСТРОЙСТВАХ,
В СОПЛАХ И НА НАПРАВЛЯЮЩИХ ЛОПАТКАХ
При вступлении пара в турбину он проходит по внутренним паропрово-
дам через органы регулирования, что вызывает мятие пара и потерю части
давления.
На is диаграмме мятие пара (процесс при i — const) выражается гори-
зонтальной прямой Ао Ад (рис. 116). Мятие пара вызывает уменьшение распо-
лагаемого теплоперепада в турбине с //0 до Ht, т. е. потерю теплоперепада
Д/Д = Но - Ht.
Потери давления от мятия пара определяют по эмпирической формуле;
Др0 = (0,03 4- 0,05) р0,
т. е.
р’о = (0,95 4- 0,97) р0. (66,1)
Потери в соплах и на направляющих лопатках, рассмотренные в § 52,
определяются по уравнениям (52,7) и (52,8).
454
§ 67. ПОТЕРИ НА РАБОЧИХ ЛОПАТКАХ
Потери на рабочих лопатках зависят от многих причин. Общая потеря
энергии на лопатках определяется скоростным коэфициентом ф, учиты-
вающим все причины, вызывающие потери. Главнейшие причины, вызываю-
щие потери на лопатках, следующие.
1. Потери от удара при вступлении пара на ло-
патку. Пар при входе в каналы между рабочими лопатками встречает
на своем пути кромки лопаток, ударяясь о которые теряет часть своей энергии.
Эту потерю можно уменьшить, заострив кромку и сделав ее возможно тоньше,
но по условиям прочности нельзя допускать слишком тонких кромок. При
вступлении на лопатку может возникнуть также удар о спинку лопатки, если
угол лопатки рл меньше угла относительной скорости Удар о спинку
предотвращают путем увеличения угла лопатки рл на несколько градусов
сравнительно с углом
2. Потери от вихревых движений частиц пара
обусловливаются, главным образом, криволинейностью канала. Вихри прежде
всего возникают в зазоре между направляющим аппаратом и рабочими ло-
патками и зависят от ширины зазора. При постоянной толщине лопаток канал
в средней части имеет наибольшее сечение, в котором возникают вихри. При
профильных лопатках канал выполняют постоянного сечения, уменьшая
этим вихреобразование. Потери от вихрей увеличиваются при парциальном
подводе пара. На величину потерь от вихревых движений оказывает влияние
также толщина струи, а следовательно, и величина шага между лопатками.
При малом шаге поверхность трения велика по сравнению с сечением канала,
а при слишком большом шаге направление струи и ее поворот ухудшаются.
Наименьшие потери получаются обычно тогда, когда толщина струи равна
половине среднего радиуса кривизны лопатки и, следовательно, наивыгодней-
ший шаг лопатки
2 sin р ’
(67,1)
где г. — средний радиус кривизны, а р =
3. Потери от подсоса пара через зазор (рис. 129).
Между направляющим аппаратом турбины и венцом рабочих лопаток всегда
имеется некоторый радиальный зазор, через который возможна утечка части
пара и перетекание его в следующую ступень по стрелке в. Чтобы уменьшить
эту потерю, высоту рабочих лопаток /2 делают несколько больше выходной
высоты сопел /х. Это приводит к тому, что струя не заполняет целиком входное
сечение канала между лопатками и в нем остаются пространства, не целиком
заполненные паром. В эти пространства засасывается пар из окружающего
колесо пространства (по стрелкам а). Величина потери от подсоса зависит
от количества протекающего пара, от величины отношения
1г —
—- и ширины
осевого зазора 8.
4. Потери от трения струи пара о поверхности
лопаток и частиц пара между собой тоже вызывают не-
которую затрату энергии на преодоление этого трения. Величина этих потерь
зависит, главным образом, от длины пути, проходимого паром, и, следовательно,
от ширины лопатки, которая все же не должна быть слишком малой в целях
придания лопатке соответствующей кривизны и достаточной прочности. Эти
потери сравнительно невелики. ;
5. Потери от поворота струи объясняются тем, что при
движении пара по криволинейному каналу его частицы проходят пути не-
одинаковой длины. Эта потеря тем больше, чем меньше радиус кривизны
лопаток и зависит от угла поворота 7 = 180° — (р! + р2) (рис. 130). При
уменьшении углов и р2 такая потеря делается значительной и становится
наибольшей из всех других потерь на рабочих лопатках.
155
С увеличением относительной скорости пара потери на рабочих лопатках
увеличиваются и, в целом, определяются по скоростному коэфициенту ф.
Величину коэфициента ф при расчетах берут по графику (рис. 130), в за-
висимости от суммы + р2. Этот график составлен для w = 500 м /сек. При
Рис. 129. Потери от подсоса
пара через зазор.
Рис. 130. Скоростной коэфициент лопаток
в зависимости от угла поворота.
иных значениях w величина коэфициента ф определяется как произведение ф'
на поправочный коэфициент к, определяемый по графику (рис. 131), т. е.
ф = £ф'. Зная скоростной коэфициент лопатки и относительную скорость
входа на лопатку аутивной ступени, определяют относительную скорость
выхода пара как гл2 — фа\.
Потеря энергии на лопатке в тепловых единицах будет:
О'! — tt'i — ф’и'* ОД , 2
~ 8380 = 8380 = 8380 0 — Ф2) = 8380’ (67,2)
где = 1 — фг — коэфициент потерь на лопатке.
Рис. 131. Поправочный коэфициент к.
Для турбин с некоторой степенью реактивности относительную скорость
выхода можно определить, как скорость истечения из сопла, с учетом вход-
ной скорости, заменяя скоростной коэфициент сопла скоростным коэфициен-
том реактивной лопатки ф1 = (0,94 -у- 0,96). При степени реактивности р теп-
лоперепад на рабочей лопатке будет /г42 = pht и тогда аналогично уравне-
нию (50,3):
^=91,5ф1Ур/?, + -^-.
(67,3)
156
§ 68. ПОТЕРИ НА ТРЕНИЕ ДИСКОВ О ПАР, ВЕНТИЛЯЦИОННЫЕ
’ И ОТ УТЕЧЕК ПАРА
При вращении частей ротора в паре они увлекают прилежащие к ним
частицы пара и создают им ускорение. Так как скорость этих частиц пара
остается все же меньше скорости вращающихся частей ротора, то в результате
этого между частицами пара и ротором возникает трение. Механическая ра-
бота, затрачиваемая на трение и создание ускорений, превращается в тепло,
благодаря чему теплосодержание пара увеличивается.
В первых ступенях турбины, где имеется парциальный подвод пара, дви-
жущиеся лопатки захватывают пар из сегмента, не занятого соплами, и пере-
качивают его с одной стороны диска на другую, действуя как вентилятор,
на что тоже затрачивается механическая работа. Величина этих двух потерь
зависит от состояния и величины трущейся поверхности, т. е. от диаметра
колеса d, его скорости и, состояния пара, степени парциальиости г, высоты
лопаток I и удельного веса пара 7.
Величину потерь от трения и вентиляции определяют по эмпирической
формуле:
WTB = + (1 — ^В\уквт, (68,1)
где
Л= l,07d2u810—6 ; B = 0,61d/1-5u8l(T’e . (68,2)
При этом:
d — диаметр диска (в м),
I — длина лопатки (в см),
и — окружная скорость лопатки (в м/сек),
7 — удельный вес пара (в кг/м3),
е — степень парциальиости.
Значения коэфициентов Л и В для данных диаметров d, чисел оборотов п
и длин лопаток I вычисляются заранее и приводятся в справочниках в виде
таблиц или графиков. Коэфициент к принимают для воздуха и высокопере-
гретого пара 1,0; для перегретого пара 1,1 4- 1,2, для насыщенного пара 1,3.
Для многовенечных дисков в уравнение (68,2) вместо I подставляется средняя
высота лопаток, а коэфициент В умножают па число ступеней скорости. В этом
случае пользуются и более простой формулой:
NTB = [}Ю~10Д/г3/ъ (68,3)
где п — число оборотов в минуту, а коэфициент р принимают равным. 1,76
для одновенечных дисков, 2,06 — для двухвенечных и 2,8 — для трехве-
нечных.
В тепловых единицах потери на трение и вентиляцию будут:
109А N
/гтв = -427” = °’2391Г ККСЛ/Кг- °-4)
Потери на трение и вентиляцию получаются значительными для много-
венечных дисков скорости с парциальным подводом пара. В реактивных
турбинах, имеющих барабанные роторы, потери на трение и вентиляцию
очень малы и при расчетах ими обычно пренебрегают.
Потери через внутренние зазоры не одинаковы в активных и реак-
тивных турбинах. В активных турбинах через неподвижные диафрагмы
пропущен вращающийся вал, и между диафрагмами и валом образуются
зазоры, через которые благодаря разности давлений происходит утечка
части пара, не проходящего через направляющий аппарат и не выполняющего
поэтому работы на данной ступени. В результате этого теплосодержание вы-
ходящего из ступени пара повышается.
Чтобы уменьшить перетекание пара через внутренние зазоры, на диа-
фрагме в месте прохода вала делаются специальные лабиринтовые уплотнения.
Принцип действия лабиринтовых уплотнений (рис. 132) заключается
157
в следующем. Отверстие в диафрагме 2 имеет кольцевые гребенчатые выступы
А, В, С, D, Е, F, которые почти касаются ступиц дисков 1 и 3. Пар, проходя
из области более высокого давления рг в область более низкого р' через узкую
щель, понижает давление и выходит с повышенной скоростью (щель играет
роль сопла). Попадая за щелью в камеру В относительно большого объема,
пар теряет приобретенную скорость. Такие явления происходят последова-
тельно во всех щелях и камерах лабиринта и, в конечном результате, давление
пара понижается до давления р2 в области низ-
кого давления, в результате чего утечка полу-
чается минимальной.
При расчете утечек пара через лабирин-
товое уплотнение, имеющее z камер, надо в пер-
вую очередь выяснить, превышает ли скорость
пара, выходящего из последнего лабиринта,
критическую. Для этого находят критическое
давление пара в последнем лабиринте по урав-
нению:
/ДкР = у-тт-ГЁ (68>5)
Г 2 + 1,5
Если полученное значение р2Кр меньше, чем
давление после лабиринта р2, то количество па-
ра, протекающего через все уплотнение, опре-
Рис. 132. Принцип действия деляется по формуле:
лабиринтового уплотнения. _________
6ут= Ю0Л|/ 8{Р1г^,~- кг1сек- ' (б8,6>
Если в последнем лабиринте получается критическая скорость, т. е.
Ргнр> Рг, то расход пара через уплотнение определяется по формуле:
6ут= 100M rHL5 ‘ цГ ^СеК‘ (68>7>
В формулах (68,6) и (68,7): -- -
f, — площадь зазора (в м2),
Pi и Рг — давления перед и за уплотнением (в ата),
— удельный объем пара при давлении рх (в № /кг),
z — число лабиринтов.
Пример 18. Определить утечку пара через лабиринтовое уплотнение диафрагмы,
если перед диафрагмой давление = 12 ата; tt = 280° С; за диафрагмой р2 = 4 ата.
Число лабиринтов z=6. Диаметр ступицы диска <f=400 мм. Зазор в уплотнении s=0,25
По таблицам водяного пара ц, = 0,2095 м3/кг.
Давление пара в шестом лабиринте:
0,85 х 12
р„„„ = „ . . - = 3,7 ата.
^внр уб+1,5
Так как р6кр < р2, то утечку пара определим по формуле (68,6):
л/ 9,81(12® —4а)
GyT = 100 х 0,00032 у8 х 12 х о 2095'= 0,281 кг!сек’
где площадь щели:
ft = nds = 3,14 х 0,4 X 0,00025 = 0,00031 м‘.
В реактивных турбинах с барабанным ротором направляющие лопатки
закрепляются в корпусе цилиндра, а рабочие — на барабане и между направ-
ляющими лопатками и барабаном, с одной стороны, и между рабочими лопат-
ками и корпусом, с другой, образуются кольцевые зазоры. Величина этих
зазоров должна быть минимальной и выбирается так, чтобы при работе тур-:
158
бины не происходило задевания подвижных и неподвижных частей друг
о друга. Количество пара, протекающего через зазоры, в этом случае опреде-
ляют по формуле: ,
I Сут= 200/,^ кг/сек, (68,8)
где: f, — площадь кольцевого зазора (в м2),
clt = 91,5Y i0 — i2 м/сек,
Pj — удельный объем пара перед зазором (в м3/кг),
Ф — скоростной коэфициент, принимаемый от 0,6 до 0,8.
Потери от утечки в тепловых единицах определяются по уравнению:
Аут = ^-т(г’о —г‘г) ккал/кг, (68,9}
где: G — секундный расход пара на турбину (в кг)сек),
i0 — теплосодержание пара перед зазором ( в ккал /кг),
i2 — теплосодержание пара за зазором (в ккал /кг).
§ 69. ПОТЕРИ ОТ ВЛАЖНОСТИ ПАРА, С ВЫХОДНОЙ СКОРОСТЬЮ И В ВЫХЛОПНОМ
ПАТРУБКЕ
В турбинах с выпуском в конденсатор последние ступени работают во
влажном паре, в результате чего возникают потери, вызываемые действием
содержащихся в паре частиц воды. В момент превращения сухого насыщенного
пара во влажный эти частицы движутся с той же скоростью, что и пар, но за-
тем частицы воды замедляют свое движение, и между паром и частицами воды
возникают удары и трение. Работа, затрачиваемая на трение и удары, превра-
щается в тепло, и теплосодержание пара увеличивается.
Потери от влажности определяются по уравнению:
к№ = (1-х)Ъ, (69,1)
где: hi — использованный на ступени перепад тепла,
х — средняя степень сухости пара на ступени.
Опытами установлено, что к. п. д. ступени, работающей влажным паром,
равен произведению к. п. д. ступени, работающей в тех же условиях, но
в сухом паре, на среднюю сухость пара
^вл = Vxx- (69,2)
Потери с выходной скоростью возникают в результате того, что выхо-
дящий с рабочих лопаток пар имеет скорость с2>0, и, следовательно, уносит
с собою кинетическую энергию, которая на данной ступени не может быть
использована. Эта энергия в механических единицах будет:
3
С2
£в = 2^- кгм/кг, (69,3)
а в тепловых:
Ав = Л = 8380 ккал/кг. (69,4)
В многоступенчатых турбинах кинетическая энергия пара, отработавшего
в данной ступени, может быть в той или иной мере использована в соплах
последующей ступени, если сопловой аппарат этой ступени соответствующим
образом расположен. При большом зазоре между рабочими лопатками преды-
дущей ступени и соплами последующей энергия выходной скорости может
159
'быть полностью потеряна, например, за регулирующим диском скорости, на
уступах ротора, в ступенях перед камерами, из которых производится про-
межуточный отбор пара, и за лопатками последней ступени. Наибольшей вели-
чины потери с выходной скоростью достигают у мощных конденсационных
турбин, работающих с большим разрежением в конденсаторе (глубокий вакуум),
в последних ступенях которых допускают высокие скорости, чтобы не устанав-
ливать слишком длинных лопаток. Эти потери обычно составляют 2—4%
от располагаемого теплоперепада, а в турбинах большой мощности могут
иногда доходить до 5—6%.
Потери в выхлопном патрубке зависят от скорости пара в патрубке.
Эти потери достигают заметной величины только у конденсационных турбин,
у которых скорость отработавшего пара в выхлопном патрубке достигает
100—150 м/сек и более. В турбинах с концевым отбором пара (с противодавле-
нием) скорость отработавшего пара не превышает 30—40 м/сек, и потерями
в выхлопном патрубке можно пренебречь. Потеря давления в выхлопном
патрубке определяется по эмпирической формуле:
Д р = р2 — р2в = k (—) р2В , (69,5)
где: р2 —давление пара за лопатками последней ступени (в ата),
р2в—давление пара в выхлопном патрубке ( в ата),
сп — скорость пара в выхлопном патрубке ( в м/сек),
к —коэфициент, принимаемый равным 0,1 при сп 100 м/сек и от
0,07 до 0,1 при сп < 100 м/сек.
По уравнению (69,5) определяется потеря давления и действительное
давление за рабочими лопатками р2 (см. рис. 116, стр. 141).
Все внутренние потери прямо или косвенно ведут к увеличению теплосо-
держания отработавшего пара. В некоторых случаях это повышение тепло-
содержания пара, отработавшего на одной ступени, может быть использовано
на следующих. В зависимости от этого, внутренние потери делят на возвра-
тимые и невозвратимые.
К возвратимым потерям надо отнести: потери в соплах и на направляю-
щих лопатках, потери на рабочих лопатках всех ступеней, кроме последней,
и отчасти потери от влажности пара.
К невозвратимым потерям относятся потери в выхлопном патрубке и все
потери на последней ступени.
§ 70. ПОТЕРИ В ОКРУЖАЮЩУЮ СРЕДУ. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПОТЕРИ
Так как давление в корпусе турбины больше атмосферного, то через
концевые уплотнения ее будут происходить утечки пара. При расчете концевых
уплотнений приходится определять необходимое для уплотнения количество
лабиринтов. При расчете числа лабиринтов задаются величиной допустимых
утечек пара через концевой лабиринт и, пользуясь уравнением (68,6), по за-
данному перепаду давлений определяют число лабиринтов г. Произведенным
расчет необходимо проверить, определив по уравнению (68,5) критическое
давление в последнем лабиринте р2кр и сравнив его с давлением р2 среды, в ко-
торую вытекает пар. Если при проверке окажется, что рг„р< р2> то это значит,
что уравнение для расчета было выбрано правильно. В противном случае
и расчет приходится произвести по уравнению (68,7).
Потери тепла от лучеиспускания корпусом турбины в окружающую
среду очень малы, так как пар проходит через турбину с большой скоростью,
а поверхность корпуса турбины относительно невелика и всегда хорошо изо-
лируется. Поэтому обычно эти потери не учитываются.
Работа, затрачиваемая на преодоление трения в подшипниках, на привод
регулятора и масляного насоса, редуктора и конденсационных насосов, если
они приводятся от вала турбины, является работой сопротивлений в самой
160
турбине и поэтому должна быть вычтена из работы, прбизводимой паром
в турбине. Обычно для того чтобы охарактеризовать работу самой турбины,
затрату энергии в редукторе и на привод конденсационных насосов рассма-
тривают отдельно. Сумма механических потерь учитывается опытным путем.
При ориентировочных расчетах мощность, затраченную на преодоление ме-
ханических потерь, можно определять по формуле:
4,п = 0,414 •
(70,1)
Конденсационные насосы потребляют от 1 до 10% мощности турбины,
в зависимости от системы охлаждения конденсаторов. Относительная (в про-
центах от общей мощности) потеря мощности на привод насосов у мощных
турбин меньше, чем у турбин малой мощности.
Задания для самостоятельного выполнения
1. Определить потери давления в подводящем трубопроводе и регулирующих устрой-
ствах паровой турбины, если к турбине подводится пар давлением 30 ата. Отв.: Др ==
~ 1 ата. I
2. Пользуясь графиком рис. 130, определить относительную скорость выхода пара
из каналов между лопатками активной ступени давления и потерю энергии на рабочих ло-
патках этой ступени, если wr = 460 м/сек, = 23° 40'; 32 = 21°20'. Отв.: о>2 = 400 м/сек-,
hn= Ю,2 ккал/ кг.
3. Определить относительную скорость выхода пара из каналов реактивных лопаток,
если степень реактивности лопатки р = 0,4. Теплоперепад на ступени ht = 16,5 ккал/кг.
Относительная скорость входа пара на рабочие лопатки = 120м/сек. Отв.: w2 — 326 м/сек.
4. Определить потери на трение и вентиляцию одноступенчатой активной турбины,
диск которой диаметром d = 225 мм делает п = 20 000 оборотов в минуту. Высота лопаток
2=13 мм. Удельный вес перегретого пара у = 0,759 кг/м3 и степень парциальности г =
= 0,182. Отв.: .\ тв = 5,25 кет.
5. Определить необходимое число лабиринтов для концевого уплотнения турбины,
давление пара перед которым р, = 35 ата. Диаметр лабиринта d — 150 мм, зазор s =
= 0,1 мм. Расход пара турбиной 12 000 кг/час. Утечка через уплотнения не должна пре-
вышать 1% от расхода пара турбиной. Удельный объем пара перед лабиринтом о, =
<= 0,065 м3/кг. Для концевого уплотнения можно принять р2 = 1 ата. Отв.: г = 105.
ГЛАВА XV
РАСХОД ПАРА И К. П. Д. ПАРОВЫХ ТУРБИН
§ 71. КОЭФИЦИЕНТЫ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ ПАРОВЫХ ТУРБИН
Так же, как и в паровой машине, степень совершенства использования
тепловой энергии пара в паровой турбине характеризуют относительным внут-
ренним к. п. д. турбины, т. е. отношением тепла, действительно превративше-
гося в механическую работу Hit к теплу, которое могло бы превратиться в ра-
боту в образцовой турбине /Уо = i0 — iu, не имеющей других потерь, кроме
потери с отработавшим паром и, значит, использующей весь адиабатический
теплоперепад.
К. п. д. такой образцовой турбины
называют термическим к. п. д. турбины, а относительный внутренний к. п. д.
(рис. 116) аналогичен относительному индикаторному к. п. д. паровой
машины:
!о ~ и
(71.2)
н 1111
161
где: i0 — теплосодержание пара перед турбиной (в ккал/кг),
in — теплосодержание того же пара после адиабатического расширения
(в ккал /кг),
zx — действительное теплосодержание пара, выходящего из турбины
(в ккал /кг),
L — теплосодержание конденсата (в ккал 1кг).
Разность Lo — Ц характеризует внутренние потери энергии в турбине,
основными из которых являются потери в соплах и направляющих лопатках Zc>
потери на рабочих лопатках Zn, с выходной скоростью ZB, от трения и вентиля-
ции ZTB и от утечек ZyT, т. е.:
Li = Lq (Zc Zn -|- ZB -f-ZTB -J- ZyT).
Иногда делят эти внутренние потери на две группы, объединяя потери
энергии на лопаточном венце Zc + Zл + ZB и обозначая через
Ln — Li -|- (ZTB -f- ^ут) — Lq —(Zc Zn -p ZB )
(71,3)
работу на лопаточном венце или на ободе турбины. Тогда отношение
____________________________ О __ __ ^л
^ол Lo Но i0 —tit '
называемое относительным к. п. д. на ободе турбины или относительным
к. п. д. венца, характеризует превращение тепла в работу на венце тур-
бины.
Для случая активной турбины можно подставить вместо работы на венце
турбины Ln ее значение из формулы (55,10), так как Ln — Lac. Если учесть, что
2
Сц
Lo=-^ и сделать соответствующие преобразования, то можно привести
уравнение (71,3) к виду:
и /
-я = 2 ер2 — cos а.—
юл * \ 1
(71Л)
В случае рх = Э2 это уравнение упрощается:
и / и \
т]л„ = 2ф2 cos а,—— (1
*ОЛ т С1 I 1 С1 / '
(71,5)
Ранее было выведено, что на одной активной ступени максимальная ра-
бота пара будет получена при условии (55,12):
и __ cos
2
Заменяя в уравнениях (71,4) и (71,5)--соответствующим значением, по-
ci
лучим, что максимальное значение т]ол достигается при условии:
/ cos р \
^ол макс 2 COs2 а1 ^1 + 'г cos pj (71,6)
И при ₽Х = Р2
ф2
7]ол макс g- COS2 £ХХ (1 ф). (71,7)
При неизменных значениях сх, ах, рх, ср, ф уравнения (71,4) и (71,5) яв-
ляются уравнениями параболы. Если найти т;ол для различных углов ах по
уравнению (71,4) и построить график зависимости т^л от у-, то получится ряд
парабол, вершины которых будут соответствовать различным значениям —,
ci
при которых 7jojj имеет наибольшее значение. На рис. 133_нанесены такие
162
Г
параболы для <р = 0,95 при Зг = р2 и соответствующего этим углам ф для
«j = 10°, 17°, 20°, 25°. На этом же графике жирной линией дана зависимость
т]0Л для теоретического случая,
когда потери отсутствуют и
ах = 0. Из графика наглядно вид-
но, что к. п. д. венца лопаток
уменьшается с увеличением
угла а.1.
Подставив в уравнение (71,3)
вместо работы на венце турбины
£л ее значение из формулы (60,5)
и сделав соответствующие пре-
образования, можно вывести фор-
мулу для относительного к. п. д.
венца реактивной турбины:
COS2 Oj
>2 — -1)
( ^2 )
(71,8)
Рис. 133. Зависимость к. п. д. на активных
На рис. 134 дан график за-
висимости тР от величины —
'ол С1
для углов at = 17°, 20°, 25°, 30°,
50°. Из графика видно, что
лопатках от отношения —.
7-г — 7,л (2Тв -J- 2уТ).
лопатках от отношения —..
Отношение внутренней ра-
С1
боты к располагаемой называется
относительным внутренним к. п. д.;
7-i __ _A(Lo SZn) Ho
Т-0 i0 —iit #0
(71,9)
где: ~Za— сумма внутренних потерь ступени (в кгм/кг),
-rfin = йс + йл + йв + йтв + йут — та же сумма внутренних потерь ступе-
ни (в ккал) кг).
11
163
Относительный внутренний к. п. д. одной ступени можно определить
по is диаграмме (рис. 116):
тсТ
*01
(71,10)
ht
Относительный внутренний к. п. д. многоступенчатой турбины выра-
зится, как отношение суммы использованных теплоперепадов по ступеням у/г4
1
к адиабатическому теплоперепаду, т.
2
2ft,
е.:
"о
~Но
(71,11)
Внутренней работе турбины соответствует внутренняя мощность:
Lf G LiD
N» = 102 = Тб2х3600 Квпг’ (71,12)
где G и D —соответственно секундный и часовой расходы пара турбиной (в кг).
Для создания вращательного движения вала необходимо преодолеть
механические потери ZM, поэтому эффективная работа на валу турбины
Le = Li — ZM .
Эффективной работе соответствует эффективная мощность или мощность
на валу:
Д G LeD
102 " = 102x3600 Квт' (71,13)
Отношение эффективной работы к внутренней работе или эффективной
мощности к внутренней мощности оценивает механические качества турбины
и называется ее механическим к. п. д.:
Le Ne
^-T^=~NT- (71,14)
Отношение эффективной работы к располагаемой называется относитель-
ным эффективным к. п. д.:
Le AL„
= (71,15)
Относительный эффективный к. п. д. показывает, какая часть распола-
гаемого перепада тепла превращается в механическую работу на валу турбины.
Отношение мощности Ne, переданной через редуктор рабочей машине,
к эффективной мощности на валу турбины оценивает механические качества
редуктора и называется к. п. д. редуктора:
N'
(7М6)
Если турбина приводит в движение генератор электрического тока, то
отношение мощности на зажимах генератора Na (электрическая мощность)
к мощности, переданной через редуктор Ne, будет к. п. д. генератора:
n9
^ = 7-’ (71,17)
1 с
Если вал турбины непосредственно соединен с валом генератора и редук-
тор отсутствует, то к. п. д. генератора:
N3
. (71,18)
164
Электрическая мощность может быть выражена в зависимости от мощности,
передаваемой редуктором Na = Ne vjr, в зависимости от эффективной мощности
= Ng''!? т]г, в зависимости от внутренней мощности NB = Л\ vjpт;г и в зави-
симости от Л70 — располагаемой мощности:
Л^э = Л^О ’’loi TiM Чр ’fa • (71,19)
Отношение электрической мощности NB к располагаемой No называется
относительным электрическим к. п. д.:
NB
=WpV (71-2°)
Если редуктор отсутствует, то т]р = 1 и тогда
Чоа =7ioi (71 >21)
Рассмотренные к. п. д. называются относительными, так как они оцени-
вают превращение в работу не всего тепла пара, которое он получил в котле,
а только располагаемого тепла в турбине. Если оценивать превращение в ра-
боту всего тепла, полученного паром в котле, i0 — i2, то к. п. д., характери-
зующие степень использования тепла, будут называться абсолютными ([' —
теплосодержание питательной воды или конденсата, поступающих в котел).
Абсолютный внутренний к. п. д.
^=77’ (71,22)
Абсолютный эффективный к. п. д.
Ъ = № • (71,23)
Абсолютный электрический к. п. д. (при наличии редуктора)
’)a = WpV (71>24)
При отсутствии редуктора
= (71,25)
Термический к. п. д. — это отношение располагаемого теплоперепада
пара к теплу, полученному паром в котле.
Те же коэфициенты могут быть выражены в зависимости от величины
термического к. п. д.:
^1 = ^01, (71>26)
11е=’11Ми- (71>27)
^ = HiVPV (71’28)
Если рассматривается работа всей паросиловой установки, то степень
совершенства тепловых превращений в ней оценивается экономическим к.'п. д.:
860
где Ьа — удельный расход топлива на киловатт-час электрической мощности
(в кг}квт-час).
Рассмотрение всех перечисленных выше к. п. д. приводит к заключению,
что конструкция турбины, качество ее изготовления, монтажа и эксплуатации
непосредственно влияют на относительный эффективный к. п. д., а для турбо-
генератора — на относительный электрический к. п. д.
165
.Термический к. и д. турбины т;т зависит исключительно от состояния
пара до и после турбины и по его величине можно судить о степени совершен-
ства образцового цикла турбины. Термический к. п. д. будет тем больше, чем
Ne
Рис. 135. Зависимость т)0е от мощности
турбины.
Рис. 136. Зависимость т)м от мощности
турбины.'
выше начальное давление и температура пара, чем глубже разрежение в кон-
денсаторе и т. п.
Благодаря чрезвычайно большому количеству различных причин, влия-
ющих на величину относительного электрического к. п. д. паровой турбины т;оэ,
вычислить его хотя бы по приближенным формулам не представляется воз-
можным, поэтому для готовых турбин этот к. п. д. определяется на основе
Рис. 137. Зависимость т)г от мощности
турбины.
Рис. 138. Зависимость тг и
Т)р от мощности турбины.
специально поставленных испытаний, а для проектируемых подбирается
ориентировочно по данным к. п. д. исполненных агрегатов. На рис. 135
дана полученная на основании многочисленных опытов зависимость т]ое от
мощности турбины, на рис. 136 величины т]м, на рис. 137 и рис. 138 т(г— к. п. д.
генераторов и редукторов т)р.
Пример 19. Определить относительный и абсолютный электрические к. п. д.
турбогенератора мощностью 1250 кет, работающего паром с начальными параметрами
р0 = 30 ата, 10 = 400° С; конечное давление пара в выхлопном патрубке рг — 0,05 ата.
г
Сумма теплоперепадов, использованных на ступенях турбины, — 104 кка.1!кг. Число
1
оборотов вала турбины п = 8000 об/мин снижается редуктором до лр = 1500 об/мин.
На is диаграмме находим: ig = 771 ккал i кг, in = 504 ккал1кг, следовательно, относи-
тельный внутренний к. п. д.:
. _ 1 1 — 204
= io—ilt ~ 771—504
= 0,764.
166
По рис. 136 находим, что для турбины мощностью 1250 кет механический к. п. д.
= 0,99. Следовательно, относительный эффективный к. п. д.
1ое = 0,764 X 0,99 = 0,756.
По рис. 138 находим значения к. п. д. редуктора т1р = 0,973 и к. п. д. генератора
<г]г = 0,948, следовательно, относительный электрический к. п. д.
1]оэ = 0,756 х 0,973 х 0,948 = 0,697.
По таблицам водяного пара теплосодержание воды (конденсата) при р2 = 0,05 ата
i2' = 32 ккал/кг. Термический к. п. д.
771—504
191 = /0—4 = 771—32
Абсолютный электрический к. п. д.
го—(li
= 0,361.
= ^ОЭДГ = 0,697 х 0,361 = 0,252.
Как и в паровой машине, в паровой турбине различают номинальную и
экономическую мощности. По принятым в СССР нормам номинальной мощ-
ностью турбогенератора считается такая эффективная мощность турбины,
при которой приводимый ею генератор развивает максимальную длительную
мощность при costp = 0,8. Нормальной, или экономической, мощностью
турбогенератора называется мощность, при которой турбина работает
с наибольшим к. п. д. По принятым нормам номинальная мощность состав-
ляет 1,25 экономической. Так как турбина рассчитывается с некоторым запа-
сом мощности сверх номинальной, то обычно ее максимальная мощность
составляет 1,2 от номинальной. С такой максимальной мощностью турбина
может работать лишь кратковременно во избежание перегрева обмотки гене-
ратора.
Величина полезной мощности турбины зависит от способа привода насосов
конденсационных устройств. Если насосы приводятся от вала турбины, то
эффективной мощностью турбины называется разность между мощностью на
валу и расходом мощности на насосы. При электрическом приводе насосов
электрическая мощность турбогенератора определяется как разность мощности
на клеммах генератора и мощности, затрачиваемой на привод насосов.
§ 72. РАСХОД ПАРА
Определение полного расхода пара паровой турбиной может быть сде-
лано по уравнению (56,4). Кроме того, расход пара паровой турбиной с номи-
нальной мощностью NH может быть выражен также и в зависимости от коэфи-
циента холостого хода х, удельного экономического расхода пара d3K в кг/час
на единицу экономической мощности NSK и мощности N, с которой работает
турбина в данное время.
На холостой ход турбины расход пара:
Dxx = ЧЛ Кг1ЧаС-
На полезную работу расход пара при любой мощности N кет:
Dn = (l—x)d3KN кг/час.
Полный расход пара конденсационной турбиной:
= Dxx + Dn = Чк NV + ~ N Кг1ЧаС- <72-1)
Удельный расход пара на 1 квт-час и 1 эфф. с. час. может быть найден или
как частное от деления полного расхода пара на мощность, или по тепловым
167
эквивалентам квт-час и эфф. с. час как и для паровой машины, т. е.:
. _ D _ 632,3
d‘ ~ с-час>
. D _ 860
Э — лГ —й— кг квт-час,
H0-rl03 1
(72,2)
(72,3)
П р и м е р 20. Турбина мощностью на зажимах генератора Na = 500 кет при работе
паром р„ = 12 ата, t0 = 400 0 С, с давлением выпуска р2 — 0,1 ата расходует пара
6,8 кг/квт-час. Расход мощности на преодоление механических потерь составляет 12,5 кет,
на трение диска о пар и вентиляцию 23 кет. Определить: 1) внутреннюю мощность тур-
бины, 2) мощность иа венце лопаток (не учитывая утечек пара), 3) механический к. п. д.,
4) относительный внутренний к. п. д., 5) к. п. д. на венце лопаток. К- п. д. генератора и
редуктора подобрать по опытным данным.
По рнс. 138 находим т]р = 0,97, т)г = 0,933, следовательно, эффективная мощность
турбины:
Ng 500
Ne = --------=--------------------= 552,5 кет.
’ T'JpT'Jr 0,97 X 0,933
Внутренняя мощность турбины:
М. = Ме +JVM = 552,5 + 12,5 = 565 кет.
Мощность на венце лопаток:
. Мл = % 4- Мтв = 565 + 23 = 588 кет.
Полный расход пара турбиной:
„ d.L’ 6,8x500
G = ° - — —„----------= 0,944 кг сек.
3600 3600
Внутренняя работа турбины:
102 N, 102 x 565 „
—L —------------= 61 000 кгм кг.
G 0,944
д. при найденном по is диаграмме теплоперепаде
L< =
Относительный внутренний
te — 1ц = 196 ккал/кг:
к. п.
AL
9ог
Механический к. п. д.:
(o’
61 000
427x196 = °’729’
т
1м N.
552,5
“565“
= 0,977.
К- п. д. на венце лопаток:
AL
'Ion
'л
102 x 588
---------------= 0,759.
0,944X 196X427
§ 73. ПОВЫШЕНИЕ ЭКОНОМИЧНОСТИ ПАРОВЫХ ТУРБИН
Степень совершенства турбины в конструктивном и эксплуатационном
отношении характеризуется относительным эффективным к. п. д., и поэтому
повышение т]ое является весьма важным. Коэфициент т]ое отражает тепловые
и механические качества турбины, так как равен произведению 7]0,т]м.
У современных паровых турбин величина механического к. п. д. доста-
точно велика. Даже для турбин небольших мощностей этот к. п. д. в редких
случаях бывает ниже 90—93%, а в турбинах больших мощностей он достигает
99,5%. Таким образом, основное влияние на величину будет оказывать
относительный внутренний к. п. д. (71,11):
Z
Г°' Н9 н„'
168
Увеличение используемого на ступенях теплоперепада увеличивает от-
носительный внутренний к. п. д. Уравнение для к. п. д. ступени (71,10) может
быть представлено в таком виде:
ГЛ° h'i , Sftn
1— =1--------— - х-----
На Но ht Л(
на is диаграмме видно, что при
начального давления увеличивает
Рис. 139. Влияние параметров пара
на величину теплоперепада.
130 ата может не дать ощутимой
Из приведенного уравнения видно, что для увеличения т]£Т необходимо
увеличивать располагаемый теплоперепад h't и уменьшать потери ступени.
Увеличение теплоперепада как ступени, так и турбины в целом достигается
повышением начального давления и начальной температуры.
Из рассмотрения теплового процесса
неизменном конечном давлении повышение
располагаемый теплоперепад. Однако при
повышении давления возрастает часть теп-
лоперепада, приходящаяся на область
влажного пара (рис. 139), что нежела-
тельно, так как, во-первых, к. п. д. ступе-
ни, работающей влажным паром, меньше
чем сухим (см. уравнения 69,2), а во-вто-
рых, при работе во влажном паре проис-
ходит значительный износ лопаток от эро-
зии, т. е. от механического разрушения
кромок лопаток частицами воды. Это можно
объяснить на примере. Для адиабатичес-
кого теплоперепада от р0 = 130 ата и
t0 = 550° С до рг == 0,05 ата из всего теп-
лоперепада Но =347 ккал/кг на область
влажного пара приходится теплоперепад
= 182 ккал/кг, т.е. 52,5% всего тепло-
перепада. При р0 = 20 ата, t0 = 550° С
и том же конечном давлении, хотя весь
теплоперепад составляет только Но =
= 315 ккал/кг, но на область влажного
пара приходится Нвл = 81 ккал /кг, т. е.
всего 25,8%. Естественно, что в таких
условиях повышение давления от 20 до
выгоды, так как большинство ступеней и особенно последние ступени будут
работать с пониженным к. п. д.
Кроме того, надо учесть, что явление эрозии особенно заметно при влаж-
ности пара, более 10—12%, т. е. при х< 0,9 — 0,88, а у турбины, работающей
паром высокого давления, таким влажным паром будет работать значительная
часть ступеней низкого давления.
Повышение начальной температуры пара безусловно выгодно, так как
с повышением температуры увеличивается часть теплоперепада в области
перегретого пара и уменьшается часть теплоперепада в области влажного
пара. Кроме того, при повышении начальной температуры увеличивается
удельный объем пара, что благоприятно сказывается на высоте сопел и лопаток,,
работающих в части высокого давления. Применение высокой температуры
перегрева пара всегда выгодно, однако температура перегрева может быть
ограничена качеством применяемых материалов.
При работе паром высокого давления иногда применяют промежуточный
перегрев пара, и в этом случае влажность пара в последних ступенях полу-
чается в допустимых пределах. Применение промежуточного перегрева пара
вызывает, однако, усложнение и удорожание установки и затрудняет процесс
ее регулирования, так как на пар, находящийся в промежуточном перс-
169-
гревателе, невозможно воздействие регулирующих органов турбины. В связи
•с этим промежуточный перегрев пара не получил особенно широкого распро-
странения, а чаще применяют высокие температуры начального перегрева,
чтобы при высоких давлениях сократить теплоперепад в области влаж-
ного пара.
Увеличение располагаемого теплоперепада достигается также пониже-
нием конечного давления р2, что связано с увеличением разрежения в конден-
саторе. Практически давление выпуска не снижают ниже р2 = 0,03 ата,
лак как, во-первых, значительное снижение давления выпуска увеличивает
теплоперепад в области влажного пара, а во-вторых, усложняет и удорожает
как стоимость, так и,• эксплуатацию конденсационных устройств.
Относительные внутренний и эффективный к. п. д. увеличиваются с уве-
личением числа ступеней, так как при увеличении числа ступеней теплопере-
пад на каждой из них уменьшается и уменьшается скорость пара, что
позволяет увеличивать высоту сопел и лопаток, а также уменьшает потери с
выходной скоростью.
Влияние всех этих причин на к. п. д. турбины в известной мере зависит
-от ее мощности. В турбинах большой мощности потери на пропуски, трение
и вентиляцию относительно невелики. В турбинах малой мощности влияние
этих потерь весьма значительно и относительный эффективный к. п. д. зна-
чительно ниже, чем в турбинах большой мощности.
Так как даже при низких давлениях выпуска количество тепла, уносимое
с отработавшим паром, весьма велико и составляет 550 ккал/кг и выше, то во-
прос об использовании тепла отработавшего пара паровых турбин имеет
весьма существенное значение, тем более, что полный расход пара современ-
ными мощными турбинами весьма значителен. Об использовании тепла отра-
ботавшего пара будет сказано в разделе «Специальные паровые турбины»
(§ 91, стр. 198).
Задания для самостоятельного выполнения,
1. Определить термический к. п. д. турбины, а также абсолютные внутренний и эффек-
тивный к. п. д. Параметры пара при впуске р0 = 30 ата и t0 = 400° С. Конечное давление
/)2= 0,04 ата. Относительный внутренний к. п. д. турбины i]ei=0,72, механический к. п. д.
Тм = 0,96. Отв.-. т1Т = 0,36; = 0,26.
2. Определить внутреннюю мощность турбины и ее эффективный и электрический
к. п. д., если Na = 5000 кет, удельный расход пара da = 5 кг/квт-час, параметры пара р0=
= 25 ата', t0 = 375° С; р2 = 0,05 ата. К- п. д. генератора т)Г= 0,95. Механический к. п. д.
т]м = 0,98. Вал турбины непосредственно соединен с валом генератора (без редуктора).
Отв.-. Ni — 5370 кет.
3. Турбогенератор расходует 160 m/час пара при р0 = 30 ата, t0 = 400° С при р2 =
= 0,04 ата. Определить мощность на зажимах генератора, если к. п. д. генератора т1Г =
— 0,97, механический к. п. д. т)М = 0,98 и относительный внутренний к. п. д. ?0;- = 0,84.
Юте.: Л'э = 40 800 кет.
§ 74. РАБОТА ТУРБИНЫ ПРИ ПЕРЕМЕННЫХ РЕЖИМАХ
Изменение нагрузки на зажимах генератора или нагрузки механизма,
непосредственно приводимого турбиной (насос, компрессор, вентилятор,
гребной винт и т. д.), будет вызывать соответствующее изменение режима
работы турбины. Турбина должна устойчиво работать при всяких режимах —
-от холостого хода до максимальной для данной турбины нагрузки.
При изменении нагрузки возникает несоответствие между нагрузкой и
мощностью на валу турбины, вследствие чего изменяется число оборотов
вала, что допустимо только в очень ограниченных пределах. Поэтому задачей
регулирования паровой турбины, как и паровой машины, является поддер-
жание постоянства числа оборотов приведением мощности в соответствие
-с нагрузкой. У специальных турбин в задачу регулирования может входить
поддержание постоянными и других параметров, например, давления пара
тз отборе или давления нагнетаемой среды у насосов и компрессоров. В зависи-
мо
мости от того, какие параметры путем регулирования выдерживаются постоян-
ными, возможно регулирование скорости, давления, мощности и т. п.
Электрическая мощность паровой турбины выражается в соответствии
г уравнениями (56,2) и (56,3) формулой:
= 860“ ^Р7!г-
Рис. 140. Регулирова-
ние мятнем пара на
is диаграмме.
Для приведения этой мощности в соответствие с нагрузкой можно изме-
нять либо количество пара, подаваемого в турбину D, либо теплоперепад Ht,
либо то и другое одновременно. Регулирование изменением количества пара
называют количественным. Регулирование изменением теплоперепада назы-
вают качественным, так как для изменения теплоперепада надо изменить пара-
метры пара, т. е. его качество. Регулирование путем
одновременного изменения теплоперепада и количества
пара называется комбинированным.
Изменение теплоперепада достигается мятием пара.
При мятии пара теплосодержание его остается постоян-
ным, а давление и располагаемый теплоперепад умень-
шаются, что легко видеть на is диаграмме (рис. 140).
Мятие пара при регулировании, как и в паровых маши-
нах, осуществляется дроссельной заслонкой, или клапа-
ном, изменяющими сечение для прохода пара ко всем
соплам турбины.
Изменение количества пара, поступающего в турби-
ну, может быть получено двумя способами:
а) открытием или закрытием прохода пара к отдель-
ным соплам или группам сопел, т. е. изменением сте-
пени парциальности. Такое регулирование называется
сопловым;
б) подводом дополнительного количества пара к соп-
ловым аппаратам последующих ступеней. Такое регу-
лирование называется обводным, или байпассным. Обводное регулирование
применяется не всегда и не как самостоятельное, а в дополнение к сопло-
вому или дроссельному регулированию первой ступени. Обычно обводное
регулирование применяется, как перегрузочное, т. е. начинает действовать
только при необходимости повышения мощности турбины сверх эконо-
мической.
Сопловое регулирование неприменимо в реактивных турбинах, так как
они должны работать при полном подводе пара ко всем соплам.
Чисто количественное регулирование может быть достигнуто только
непрерывным изменением пропускного сечения сопел первой регулирующей
ступени. Механизмы для чисто количественного регулирования получаются
очень сложными, и оно сейчас не применяется.
Регулирование мятием пара не является только качественным, так как
:'ри изменении дроссельным клапаном проходного сечения для пара изменяется
,:е только давление, но в известной мере и количество пара.
Турбины, имеющие регулирование только мятием пара, рассчитываются
так, что при полном открытии дроссельного клапана развивается номинальная
?ющность. Турбины же, имеющие еще и обводное регулирование, рассчиты-
ваются так, что при полном открытии дроссельного клапана развивается
только экономическая мощность. Перегрузка сверх экономической мощности
создается обводным регулированием путем подвода пара к сопловым аппара-
там последующих ступеней.
При регулировании мятием пара непосредственно перед дроссельным
клапаном и непосредственно за ним устанавливают манометры. При полном
открытии дроссельного клапана показания манометров почти одинаковы,
так как мятие пара незначительно. При прикрытии дроссельного клапана
171
отношение — , и к. п. д.
С1
I II III
Рис. 141. Схема соплового
регулирования.
последовательно клапаны
Рис. 142. Изменение расхода пара при
изменении нагрузки.
показания манометров начинают заметно расходиться и по показаниям ма-
нометров можно судить о нагрузке турбины.
Конструктивно регулирование мятием пара сравнительно просто, но
имеет некоторые недостатки. Наибольший к. п. д. турбины получается,
если между скоростью истечения пара из сопел и скоростью лопаток имеется
определенное соотношение. При регулировании число оборотов вала турбины
изменяется в незначительных пределах, а следовательно, окружная скорость
лопаток и остается почти постоянной, в то время как при мятии скорость
пара q значительно изменяется и вследствие этого изменяется
рбины ухудшается. Следовательно, при регулирова-
нии мятием пара турбина будет иметь наименьший
расход пара только при одной определенной на-
грузке, а при увеличении или уменьшении ее удель-
ный расход пара будет повышаться.
При сопловом регулировании весь пар под-
водится к первой ступени через несколько парал-
лельно включенных групповых регулирующих
клапанов (рис. 141). В этом случае весь сопловой
аппарат регулирующей ступени разделен на группы
сопел, в которые пар поступает из групповых
камер. По мере увеличения нагрузки открываются
/, //, /// и т. д., включаются группы сопел и уве-
личивается степень парциалыюсти. Сопловое регулирование нельзя назвать
чисто количественным, так как при частичном открытии одного из клапанов
(например, клапана /// на рисунке 141) мятие пара в одной из групп сопел все
же происходит.
Так как у парциальной ступени с большим тепло перепадом к. п. д. ниже,
чем у ступени с полным подводом пара и малым теплоперепадом, то у турбин
с сопловым регулированием при нагрузке экономической и выше экономи-
ческой, к. п. д. несколько ниже, чем у ступени с регулированием мятием пара.
При частичных нагрузках к. п. д. турбин с сопловым регулированием зна-
чительно выше, чем турбин с регулированием мятием пара.
При работе паровой турбины неизбежно изменение условий, влияющих
на ее рабочий процесс. Такие из этих условий, как число оборотов вала турбины,
разрежение в конденсаторе изменяются
незначительно. Нагрузка же турбины
и расход пара могут изменяться в ши-
роких пределах от холостого хода до
максимальной мощности турбины. Изме-
нение расхода пара вызывает измене-
ние его параметров в промежуточных
ступенях. Всякое отклонение условий
работы турбины от наиболее благо-
приятных, принятых при расчете турби-
ны, отражается на ее экономичности.
В паровой турбине расход пара не
пропорционален ее мощности, и по-
этому к. п. д. турбины при изменениях
ее нагрузки изменяется. На рис. 142
прямая ОВ соответствует пропорциональному изменению расхода пара в за-
висимости от мощности. Отрезок 0}А выражал бы расход пара при мощности
холостого хода Nxx. Но так как к. п. д. турбины ухудшается с уменьшением
ее нагрузки, то действительный расход пара будет изменяться не по прямой
ОВ, а по кривой ОА^Е.
В точке С кривая ОАГСЕ совпадает с прямой ОВ, что соответствует
наивыгоднейшему режиму работы турбины, при котором к. п. д. принимает
172
наибольшее значение. Такая наивыгоднейшая нагрузка, как уже известно,
называется экономической. При дальнейшем повышении нагрузки и увели-
чении расхода пара кривая действительного расхода пара снова отклоняется
вверх, з связи с ухудшением к. п. д. при перегрузке (участок СЕ).
Еще наглядней представляется характер изменения удельного расхода
пара в зависимости от нагрузки турбины (рис. 143), где расход пара при эко-
номической мощности принят за 100%. На графике жирная кривая АВ соот-
ветствует идеальному случаю соплового регулирования, штриховая CD —
регулированию мятием пара. На рис. 143 видно, что удельный расход пара
значительно возрастает при уменьшении мощности турбины с дроссельным
регулированием. Но и у турбин с сопловым регулированием расход пара в дей-
ствительности изменяется не по кривой АВ, а по волнистой линии А12345.
Это объясняется тем, что мятие пара клапаном не происходит только при
полном его открытии, а при не пол-
ностью открытом клапане расход пара
будет выше, чем на кривой АВ. Так,
например, в точке F, характеризую-
щей расход пара при полностью
открытых трех клапанах и частично
открытом четвертом клапане, удель-
ный расход будет несколько выше,
чем по кривой ADB, вследствие мятия
пара в четвертом клапане. Значит,
лишь в тех случаях, когда действую-
щие клапаны открыты полностью,
Рис. 143. Изменение удельного расхода
пара при изменении нагрузки.
практический удельный расход пара
будет соответствовать идеальному слу-
чаю регулирования. При пяти кла-
панах это будет соответствовать 1/4,
ки или точкам 1, 2, 3, 4 и 5 на кривой А В идеального соплового регулирования.
24, 3/4, */« неэкономической нагруз-
Поэтому при всяких изменениях нагрузок турбин желательно, чтобы дейст-
вующие клапаны были, во избежание мятия пара, открыты полностью.
При хорошей работе котельной колебания параметров пара перед турби-
ной сравнительно невелики и, казалось бы, не должны иметь существенного
значения. Однако, в действительности, даже небольшое понижение давления
и температуры свежего пара приводят к значительным его перерасходам.
Удельный расход пара определяется уравнением (72,3).
, 860 , ,,
а. = -г?-—-------кг эфф. квт-час.
' (го-Ч()г,ое
Величина удельного расхода пара de обратно пропорциональна тепло-
перепаду Но = i0 — ilt. На is диаграмме (рис. 139) видно, что при постоянном
противодавлении (вакууме), даже при небольшом понижении начального
давления (например, с 22 до 20 ата) адиабатический теплоперепад заметно
уменьшается, и хотя степень сухости пара в последних ступенях увеличи-
вается и они работают с несколько лучшим к. п. д., но это все же не покры-
вает увеличения удельного расхода пара в связи с уменьшением теплопере-
пада. По опытным данным, увеличение удельного расхода пара составляет
около 0,7% при понижении начального давления на 1%. В турбине мощностью
25 000 кет снижение давления на 1% повлечет перерасход пара почти на
2 т!час. Точно так же понижение температуры вызывает уменьшение теплс-
перепада и увеличение удельного расхода пара. Понижение температуры пара
на 10° С от нормальной вызывает увеличение удельного расхода пара при-
близительно на 1,5%, что для турбины мощностью 25 000 кет выразится
цифрой около 3 т]час.
Повышение конечних параметров пара тоже уменьшает теплоперепад и
увеличивает расход пара. Повышение конечного давления на 0,01 ата вызы-
173
вает в среднем увеличение удельного расхода пара на 1,5%. Поэтому конден-
сационные устройства турбины должны быть всегда в полной исправности,
чтобы не уменьшать разрежения в конденсаторе.
Для теплового расчета проточной части турбины при расходе пара, отли-
чающемся от расчетного, надо найти теплоперепад на ступенях турбины,
изменившийся вследствие перераспределения давлений.
При повышении давления пара перед суживающимся соплом расход
пара увеличивается и до достижения критического отношения давлений vKP —
= 0,546 может быть определен по уравнению:
а='/
(74,1)
где: f — площадь поперечного сечения сопла (в ж2),
р0 и ц0 — соответственно давление и удельный объем пара перед соп-
лом (в кг/м2 и в м3 /кг),
рг— давление пара за соплом (в кг/м2).
При дальнейшем повышении давления перед соплом расход пара про-
должает увеличиваться и может быть приближенно определен по уравнению:
(74,2)
При небольших отклонениях режима от расчетного, если теплосодержа-
ние пара перед соплом изменяется незначительно, уравнение (74,2) можно
упростить, приведя его к виду:
G' р
__о о
Go Ро
(74,3)
где: Go, Gp — расход пара соответственно при расчетном и рассматриваемом
режимах,
Ро, Ро — давление пара перед соплом соответственно при расчетном
и рассматриваемом режимах,
Т'о> Т'о — абсолютная температура пара перед соплом при расчетном и
рассматриваемом режимах.
Уменьшение давления за суживающимся соплом вызывает увеличение
расхода пара, который может быть определен по тому же уравнению (74,1).
Такое увеличение расхода пара происходит до достижения критического
отношения давлений vKp. При дальнейшем понижении давления пара за соп-
лом рх расход пара остается постоянным, равным критическому расходу.
ГЛАВА XVI
ДЕТАЛИ ПАРОВЫХ ТУРБИН
§ 75. ОСНОВНЫЕ ДЕТАЛИ ПАРОВЫХ ТУРБИН
Как уже указывалось при общем описании паровой турбины, она состоит
из неподвижного статора и подвижного, вращающегося ротора. Статор турбины
состоит из следующих частей: фундаментной рамы, или плиты, корпуса (ко-
жуха, цилиндра) с болтовыми креплениями, диафрагмами, соплами и направ-
ляющими аппаратами, уплотнениями и подшипниками. На статоре распола-
гаются механизмы регулирования и смазки.
Ротор турбины является внутренней вращающейся ее частью, несущей
на себе рабочий лопаточный аппарат. Перейдем к рассмотрению отдельных
частей турбины.
174
§ 76. ФУНДАМЕНТ И ФУНДАМЕНТНАЯ ПЛИТА
Фундаментная плита является опорой для корпуса цилиндра турбины,
а в турбогенераторах и опорой для генератора, создавая между ними жесткую
связь, необходимую для правильного взаимного расположения. Фундаментная
плита передает на фундамент вертикальные нагрузки от турбины. Отсутствие
в турбине поступательно движущихся частей позволяет выполнять фундамент-
ные плиты сравнительно легкой конструкции сварными из профильной стали
и реже литыми из чугуна. При небольших мощностях фундаментная плита
турбогенератора делается цельной, а у турбогенераторов значительных мощ-
ностей плита выполняется из нескольких частей.
Фундаментная плита паровой турбины в большинстве случаев жестко-
опирается на каркас, передающий вес турбины на фундамент. У бесподвальных
турбин небольшой мощности фундаментная плита иногда устанавливается
иа фундаменте. Каркас фундамента наращивается непосредственно на фун-
дамент и состоит из поддерживающих колонн и верхней рамы, на которую
опирается фундаментная плита. Высота и расположение колонн каркаса
зависят от конструкции установки и должны дать возможность разместить
конденсационные устройства, воздухоохладители генератора и все тру-
бопроводы.
Обычно фундаменты под паровые турбины делают железобетонными.
Для турбин малых мощностей иногда применяют стальные клепаные
или сварные фундаменты. Фундамент не должен соединяться с частями зда-
ния и должен отделяться от пола машинного зала зазором 10 -j- 15 мм, во-
избежание передачи вибраций турбогенератора зданию. Глубина залегания
фундамента должна быть больше глубины залегания других фундаментов
машинного зала.
§ 77. КОРПУС ТУРБИНЫ
Корпус турбины (цилиндр) служит для крепления всех частей статора;
турбины и обеспечивает прохождение пара в турбине по заданному пути.
Корпус турбины находится под воздействием давления находящегося в
нем пара, усилий, возникающих в результате температурных деформаций,,
усилий от опор ротора турбины и вибраций, передающихся через эти опоры и,,
наконец, собственного веса и веса закрепленных на нем и в нем деталей.
Исходя из этого, материал, конструкция и размеры корпуса должны быть
выбраны так, чтобы корпус мог надежно противостоять действующим на него
усилиям, а места соединения частей корпуса должны иметь достаточную-
плотность, не допускающую утечек пара.
Для изготовления корпусов турбин применяют стальное и чугунное-
литье, а также сварные конструкции из листового металла. Наибольшее
распространение для изготовления корпусов получила обычная углеродистая
сталь, применяемая для турбин, работающих паром с температурой до 400—
450° С. Для турбин малой и средней мощности при давлении пара до 16 ата
и температуре до 250° С применяется чугунное литье.
Турбины высоких параметров пара имеют корпуса из легированных
сталей. Применяются также цилиндры с двойными стенками, пространство
между которыми заполняется паром среднего давления. Наличие двойных
стенок позволяет внешний корпус выполнить из обычной углеродистой стали,
а из молибденовой — только внутренний. Иногда корпус в части высо-
кого давления выпблняется из более высококачественного металла, чем в части
низкого давления.
Форма корпуса должна быть согласована с направляющим аппаратом
и наряду с достаточной прочностью иметь простые очертания, позволяющие
хорошую отливку и удобную обработку.
Корпус турбины всегда (за исключением особых конструкций) имеет гори-
зонтальный разъем 3 (рис, 144) в плоскости, проходящей через ось вала, неос-
175-
ходимый для сборки турбины. Кроме того, делают один или два вертикальных
разъема корпуса, упрощающих его отливку, механическую обработку и сборку.
Толщина стенок корпуса рассчитывается по формуле:
г = ^см, (77,1)
где; D — внутренний диаметр цилиндра (в см),
р — избыточное давление (в кг/см2),
а — допускаемое напряжение, принимаемое для чугуна 200 кг/см2, для
углеродистой стали 300—350 кг/см2 и для специальных сталей до 450 кг/см2.
При высоких давлениях применяют хромомолибденовую сталь при о —
= 1750—1900 кг/см2.
Толщина стенок корпуса может постепенно убывать к части низкого дав-
ления.
На фундаментной плите
чтобы при свободном расширении корпуса не
турбины и генератора или рабочей маши-
ны. На рис. 144 представлен один из спо-
собов такого крепления. На фундаментную
плиту корпус опирается основанием пе-
реднего подшипника 2, которое может пе-
ремещаться в осевом направлении, и боко-
выми лапами 5. Для того чтобы устранить
возможность поперечных смещений кор-
пуса, ставится продольная шпонка 1. Вы-
ступ 6 удерживает корпус от осевых пе-
ремещений в части низкого давления. Воз-
можность свободного расширения корпуса
перпендикулярно к горизонтальной оси
обеспечивается поперечными шпонками 4,
вдоль горизонтальной оси.
корпус турбины
должен быть укреплен
нарушалось совпадение
так,
осей
Рис. 144. Схема крепления корпуса
турбины к фундаментной плите.
не допускающими смещений его
Благодаря такому креплению, неподвижной точкой в корпусе является
точка А, лежащая на пересечении вертикальной плоскости, проходящей
через шпонки 1—6, с осевой линией, проведенной через шпонки 4.
На заводе-изготовителе собранный корпус турбины подвергается гид-
равлическому испытанию под давлением выше нормального рабочего.
§ 78. ДИАФРАГМЫ
Диафрагмы активных ступеней давления служат для разделения внут-
ренней полости турбины на части с различным давлением пара. Поэтому
каждая диафрагма находится под действием разности давлений по обе ее
стороны, которая у турбин высоких давлений весьма значительна. В первых
ступенях турбин диафрагмы испытывают к тому же еще и действие высоких
температур. Поэтому материал диафрагм должен обладать значительной
механической прочностью.
Диафрагмы несут на себе направляющий лопаточный аппарат. Лопаточ-
ные каналы диафрагм должны быть правильно рассчитаны и точно выпол-
нены, так как от этого зависит направление струи пара, поступающего па ра-
бочие лопатки, и величина потерь энергии в струе пара. Диафрагмы должны
обеспечить непроницаемое разделение внутренней полости турбины, так как
при перетекании пара из одной ступени в другую через неплотности, минуя
лопатки, энергия пара на данной ступени не используется.
Каждая диафрагма (рис. 145) состоит из двух половин, составляющих
остов диафрагмы. С остовом жестко соединены направляющие лопатки, обра-
зующие паровые каналы. В современном турбостроении применяют диафрагмы:
а) литые стальные или чугунные, в которые при отливке заливаются
концы лопаток;
176
б) сварные, изготовляемые из проката, или стальных поковок; лопатки
таких диафрагм соединяются с их остовом электросваркой;
в) наборные, применяемые на первых ступенях, имеющих незначитель?
ную высоту лопаток, и где поэтому требуется точное соблюдение формы
размеров каналов. Для таких диафрагм применяют цельнофрезерованные
лопатки, для которых можно обеспечить высокое качество обработки.
Диафрагмы, работающие в области высоких температур, изготовляются
из легированных сталей.
В выточки стенок корпуса турбины диафрагмы вставляются с за
зором от 0,1 до 0,3 мм в осевом направлении и от 0,003 до 0,004 ди
аметра диафрагмы в радиальном на-
правлении. Чтобы диафрагма не при-
кипала к корпусу и легко вынима-
лась при разборке, ее обод перед уста-
новкой смазывается графитом.
Положение диафрагмы фиксиру-
ется в выточках цилиндров специаль-
ными штифтами или шпонками. При
этом верхние половины диафрагм за-
крепляются так, чтобы при подъеме
верхней части корпуса они поднима-
лись вместе с ним.
Необходимую плотность стыков
диафрагм создают шабровкой и при-
данием стыкам ступенчатой формы. рис. 145. Диафрагма.
При расчете диафрагм на проч-
ность необходимо учесть, что разъем диафрагмы и осевое отверстие повы-
шают напряжение в теле диафрагмы в 21/2—3 раза.
Осевой зазор между диафрагмой и рабочим диском принимают в 2,8—3
раза больше стрелы прогиба, получающейся при расчете диафрагмы.
У некоторых турбин высокого давления иногда применяют неразъемные
диафрагмы. В этом случае диафрагмы и рабочие колеса поочередно насажи-
ваются на вал, и весь набор опускается в корпус турбины.
Все диафрагмы после окончательного их изготовления испытываются на
прогиб для проверки их прочности в осевом направлении.
§ 79. УПЛОТНЕНИЯ
Уплотнения в местах прохода вала через корпус турбины называются
наружными, а в местах прохода вала через диафрагмы — внутренними. На-
ружные уплотнения предназначены для того, чтобы не допускать утечек пара
из корпуса наружу, а в части низкого давления конденсационных турбин — для
того, чтобы предотвратить засасывание воздуха.
Уплотнения турбины имеют принципиально другую конструкцию, чем
уплотнения паровой машины, так как вал турбины не имеет поступательного
движения относительно уплотнения, как это имеет место в паровой машине,
и все тепло трения концентрируется в одном месте. Поэтому в уплотнениях
турбины надо достигнуть герметичности с минимальным трением и создать
для этого соответствующую конструкцию уплотнения.
По конструкции уплотнения бывают: лабиринтовые, графитно-угольные
и водяные (гидравлические). Самый распространенный вид уплотнений —
лабиринтовый. Графитно-угольные уплотнения применяются в турбинах не-
больших мощностей при окружной скорости вала до 30 м/сек. Водяные уплот-
нения применяются, главным образом, для стороны низкого давления турбины.
В некоторых случаях со стороны высокого давления применяют комбинацию
лабиринтового уплотнения с водяным. Уплотнения в диафрагмах применя-
ются исключительно лабиринтовые.
ы ИИ
177
При лабиринтовом кольцевом уплотнении в корпус турбины вставляется
неподвижная втулка — обойма со вставленными в нее кольцами из гибких
полосок (рис. 146). На валу турбины вытачивается ряд гребней или на вал
надевается гребенчатый стакан. Выступы — гребни могут иметь различную
форму, но такую, чтобы пар, просачиваясь из области более высокого давле-
ния в область более низкого, проходил через узкие щели в расположенные
за ними кольцевые камеры сравнительно большого объема. Щели играют
роль сопел, при проходе через которые давление пара понижается за счет
увеличения скорости. Выйдя из щели, пар теряет скорость в результате вихре-
вых движений. Таким образом, давление пара последовательно понижается
до наружного, и утечка получается минимальной. Расчет лабиринтов произво-
дится по уравнениям (68,6) и (68,7). В лабирин-
товом уплотнении трение отсутствует, так как
подвижные и неподвижные части не соприка-
саются между собою.
Задевание выступов лабиринта за вал в
известных случаях может создать нагревание от
возникающего трения и вызвать вибрацию тур-
бины, могущую привести к опасным последст-
виям: прогибу вала, деформациям диафрагм
и пр. Поэтому в мощных турбинах создают
эластичные конструкции уплотнений. При слу-
чайном соприкосновении гребешки в обойме
отгибаются или быстро срабатываются, не вызы-
вая нагревания вала. Материалом для изготов-
ления полосок, образующих гребни, в зависи-
мости от температуры служат: латунь, бронза,
никелевая и нержавеющая сталь.
На рис. 147 представлена конструкция ла-
биринтового уплотнения Ленинградского метал-
лического завода. На валу турбины находится
стакан /, имеющий выступы различной высоты.
Каждое уплотнительное кольцо 2 имеет гребеш-
ки «елочного» типа и разделяется на шесть
отдельных сегментов, вставленных в обоймы 3,
в которых эти сегменты отжимаются к центру
пружинами 4. Обоймы располагаются в выточках корпуса турбины и пружи-
нами 5 поддерживаются в концентричном с валом положении. Эти же пру-
жины не дают возможности обойме проворачиваться, оставляя ей свободу
расширения при температурных деформациях.
Лабиринтовое уплотнение ставится также на разгрузочных поршнях
реактивных турбин.
Зазоры в щелях лабиринта при холодной турбине не должны быть боль-
ше 0,2—0,5 мм, чтобы утечка пара не была значительной.
При пуске и холостом ходе турбины, когда давление в первой ступени
может быть ниже атмосферного, к лабиринту подводится свежий пар.
Лабиринт не может предотвратить доступ воздуха снаружи в часть
низкого давления конденсационной турбины. Чтобы избежать подсоса воз-
духа в ч. н. д., в лабиринт, расположенный со стороны разрежения, впускают
пар давлением около 1,2 ата, уплотняющий лабиринт. Часть этого пара
всасывается в конденсатор, а часть выходит в атмосферу по так называемой
вестовой трубе.
Водяное уплотнение со стороны вакуума создает надежный затвор, разоб-
щающий часть низкого давления конденсационной турбины от атмосферного
воздуха. Водяное уплотнение (рис. 148) состоит из небольшого лопастного
колеса, насаженного на вал и вращающегося в цилиндрической выточке
корпуса турбины. Вода подводится в кольцевую выточку по каналу 1 и через
Рис. 146. Лабиринтовое
уплотнение.
178
канал 3 поступает к колесу 2. Нагревшаяся от трения вода удаляется по ка-
налам 4 и 5. Действием центробежной силы вода отбрасывается к окружности
колеса и образует водяное кольцо, запирающее доступ воздуха внутрь турбины.
Разность давлений по обе стороны колеса уравновешивается разностью уров-
ней воды и возникающей центробежной силой. Водяное уплотнение имеет тот
Рис. 147. «Елочное»’уплотнение типа ЛМЗ.
Рнс. 148. Водяное уплотнение.
недостаток, что на его работу затрачивается значительная мощность, возра-
стающая с увеличением числа оборотов. Это объясняется нагреванием и частич-
ным испарением воды, которая все время пополняется конденсатом из специ-
ального бачка. Действие водяного уплотнения возможно только при
вращении вала турбины и поэтому во время пуска и останова, когда число
оборотов меньше половины
нормального, в добавочное уп-
лотнение, состоящее из лаби-
ринтовых гребешков, подво-
дится пар.
В части высокого давле-
ния водяное уплотнение ком-
бинируют с лабиринтовым,
помещая лабиринт между па-
ровым пространством и ло-
пастным колесом уплотнения.
Это необходимо потому, что
под действием температуры
пара высокого давления про-
исходило бы быстрое испаре-
ние воды. Водяное уплотне-
ние имеет небольшую длину
Рнс. 149. Графитно-угольное уплотнение.
по оси турбины и охлаждает
вал.
Графитно-угольное уплотнение состоит из колец 1 (рис. 149), помещаю-
щихся в круговых обоймах 2, имеющих сечение Г-образной формы. Обоймы
вставлены в общую коробку 5, укрепленную в корпусе турбины. Кольцо 1
разделено на несколько сегментов, которые стягиваются спиральной пру-
жиной 5. Плоские пружины 4 уравновешивают вес кольца и поддерживают
его в положении, концентричном относительно вала. Кольца сделаны из гра-
фитно-угольного состава и работают без смазки при минимальном трении.
Между кольцами и валом делается зазор, величина которого зависит от ди-
аметра вала и берется в пределах от 0,05 до 0,5 мм.
Применяются также комбинированные лабиринтово-угольные уплотне-
ния, состоящие из насаженных на вал стаканов, имеющих лабиринтовые
гребни. Эти гребни расположены напротив установленных в корпусе турби-
ны угольных вкладышей. Такие уплотнения устанавливаются без зазо-
12*
179
ров между вкладышами и гребнями. При работе этого уплотнения гребни
протачивают во вкладышах канавки, выполняющие роль лабиринтов. Лаби-
ринтово-угольные уплотнения имеют малую длину, и утечка пара в них сна-
чала незначительна, но постепенно увеличивается благодаря разработке
угольных вкладышей.
§ 80. ПОДШИПНИКИ
Подшипники паровой турбины являются промежуточным звеном между
ее ротором и статором. Подшипники, осуществляющие эту связь в радиальном
направлении и служащие опорой для ротора, называются опорными, а под-
шипники, осуществляющие эту связь в осе-
вом направлении, называются упорными.
Опорные подшипники воспринимают
на себя вес ротора и динамические усилия
от его вибрации и передают их на фунда-
мент. Они должны также фиксировать ра-
диальное положение ротора относительно
статора.
Упорные подшипники воспринимают
на себя осевое давление ротора, фикси-
руют его положение в осевом направлении
и осуществляют сопряжение между упор-
ным гребнем ротора и неподвижным упо-
ром, препятствующим осевому сдвигу ро-
тора.
Подшипники являются одной из ответ-
ственных деталей паровой турбины, так
как от их конструкции, правильной уста-
новки и величины потерь на трение за-
висит нормальная и продолжительная без-
остановочная работа турбины. Во время
работы турбины между шейкой вала и вкла-
дышем подшипника всегда должен быть за-
зор, заполненный маслом.
Рис. 150. Одногребенчитый упорный Опорные подшипники турбин могут
подшипник ЛМЗ. иметь как цилиндрические, так и шаро-
вые опоры. Подшипники, имеющие шаро-
вые опоры, называются самоустанавливающимися. При прогибах вала эти
подшипники следуют за ним и обеспечивают ему даже при больших проги-
бах нормальную работу. Вкладыши помещаются в корпусах подшипников,
которые выполняют из чугуна или стали. Вкладыши отливают из высоко-
качественного чугуна, стали или латуни. Внутренняя поверхность вклады-
ша для уменьшения трения заливается баббитом марки Б-83. Вкладышй
с обеих сторон в разъеме имеют выфрезерованные канавки для подвода мас-
ла, через которые оно подается под давлением.
Упорные подшипники бывают различных конструкций и их можно разде-
лить на две группы: многогребеичатые и одногребенчатые.
В многогребенчатых подшипниках втулка с гребнями насаживается на
вал и заклинивается шпонками. Кольцевые канавки вкладыша залиты баб-
битом, и к каждой из них имеется отдельный подвод масла. Многогребенчатый
подшипник устанавливается с игрой (разбегом) вала около 0,5 мм в осевом
направлении. Недостатками подшипников этого типа являются несовершен-
ство смазки и неравномерное распределение давления между гребнями, но
зато такие подшипники лучше выдерживают внезапные осевые толчки.
На рис. 150 представлен одногребенчатый упорный подшипник ЛМЗ. Он
состоит из упорного гребня (диска) 7, сидящего на валу ротора; рабочих
колодок 2, расположенных, на поверхности диска; само устанавливающейся
180
шайбы 4 со сферической поверхностью, пригнанной к сферическому вкла-
дышу 5. Вкладыш 5 неподвижно закрепляется в корпусе подшипника. Про-
кладки 1 служат для создания нужного осевого перемещения вкладыша при
монтаже. Рабочие колодки 2 не закреплены в шайбе 4 жестко и упираются
в нее ребрами, которые специально расположены не на середине ширины
колодки, а снесены в сторону вращения гребня. Благодаря такой опоре при
вращении гребня, прижимающегося к рабочим колодкам, между ними обра-
зуется тонкая клинообразная щель, в которую хорошо увлекается слой масла.
Шайба 4, в зависимости от прогиба вала, может перемещаться по сфере
вкладыша. Стопорный болт 3 удерживает шайбу 4 от проворачивания. С про-
тивоположной стероны диска размещены фиксирующие колодки, закрепленные
в нужном положении болтами 6. Масло для смазки подводится под давлением
и сначала поступает к валу турбины.
Опорная часть вкладыша 5, имеющая сферическую форму поверхности,
создает шайбе 4 возможность самоустанавливаться, в зависимости от поло-
жения вала турбины. Это обеспечивает равномерное распределение осевых
сил между колодками и уменьшает возможность заклинивания.
Удельные давления в подшипниках принимаются для многогребенчатых
подшипников 2—8 кг/см2, для одногребенчатых подшипников 15—25 кг/см2.
§ 81. ТЕПЛОВАЯ ИЗОЛЯЦИЯ
Тепловая изоляция корпусов турбин и присоединенных к ним трубо-
проводов служит для того, чтобы сократить до минимума потери тепла в
окружающую среду. Тепловая изоляция не только снижает тепловые потери,
но и предохраняет нагретые детали от резких изменений температуры. Мате-
риал тепловой изоляции должен иметь низкий козфициент теплопроводности
и выдерживать высокие температуры. Конструкция изоляции должна допу-
скать разборку турбины без повреждения теплоизоляционного слоя.
Для тепловой изоляции применяют асбест, шлаковую и стеклянную вату.
При температурах выше 400° С применяют составы из асбеста и доломита —
совелит или из асбеста и магнезии — ньювель. При очень высоких темпера-
турах применяют двойную изоляцию. Первый слой такой изоляции укреп-
ляется непосредственно на цилиндре, а второй монтируется на специальном
каркасе, и между первым и вторым слоем оставляется воздушная прослойка.
У конденсационных турбин корпус со стороны низкого давления обычно
просто окрашивают и тепловой изоляцией не покрывают.
§ 82. РОТОР ТУРБИНЫ. ДИСКОВЫЙ РОТОР
У паровых турбин роторы бывают дисковые, барабанные и комбинирован-
ные. Дисковый ротор допускает применение больших окружных скоростей
и значительных перепадов давлений по ступеням, что соответствует особен-
ностям работы активных турбин.
У реактивных паровых турбин обычно применяют барабанные роторы.
Комбинированный ротор в части высокого давления имеет диск скорости и
барабан в части низкого давления.
Бс время работы турбины ее вал находится под действием напряжения
от передаваемого крутящего момента и от изгиба под действием веса собранного
ротора, а также под воздействием неодинаковых вдоль осп температур: 404-80°
на шейках подшипников и 350-=-480° на ступенях высокого давления. При
ненормальной работе турбины вал может, кроме того, оказаться под действием
усилия, возникающего при заклинивании шайбы упорного подшипника, а в
турбогенераторах также и под воздействием усилия, возникающего при ко-
ротком замыкании в генераторе.
Величина напряжения, возникающего в вале ротора от совместного дей-
ствия изгибающего и крутящего моментов, определяется по формуле:
Т = + М2р кг/см2, (82,1)
181
где: W ==----момент сопротивления вала (в см3), d — диаметр вала (в см);
Мизг и Л4кр — изгибающий и крутящий моменты (в кг/см).
Изгибающий момент вычисляется для рассчитываемого сечения вала,
а крутящий момент определяется для любого сечения вала по формуле:
ЛГ.
Л4кр = 97 300 кг/см,
(82,2)
где: — внутренняя мощность турбины (в кет);
п — число оборотов вала турбины в минуту.
На случай короткого замыкания в генераторе необходимо проверить
напряжение в шейке вала турбины у соединения его с валом генератора, так
как при коротком замыкании крутящий момент мгновенно повышается
•в 8 — 10 раз сравнительно с нормальным.
Если jT и Jr — моменты инерции роторов турбины и генератора, то кру-
тящий момент при коротком замыкании приближенно составляет:
М'кз = 20 ЛЦР . (82,3)
Jr
При заклинивании самоустанав.тивающейся шайбы упорного подшипника
может произойти передача осевого давления от упорного диска только одной
нз колодок. В результате этого возникает изгибающий момент от влияния
осевого давления ротора Р кг:
Л4цзг — Р Ро KzjCM,
где Ro — расстояние от места приложения силы Р (от колодки) до оси вала
(в см). Напряжение в опасном сечении вала под упорным диском от этого
изгиба будет:
, ,, Л4пзг 32Л1ИЗГ
(82,4)
где 1Г, = — момент
32
а б в
п=0 п<пко, п>пкр
<*>-0 (J-.#.
/л?
Рис. 151. Положение вала
турбины в зависимости от
числа оборотов.
сопротивления опасного сечения вала (в см3), при
диаметре этого опасного сечения rfj см.
Несмотря на тщательное и точное изготовле-
ние вала и дисков турбины полного совпадения
центра тяжести ротора с осью турбины достигнуть
не удается и всегда имеется некоторый небаланс.
Рассмотрим работу вала, у которого центр тя-
жести ротора не совпадает с осью вращения, т. е.
имеющего некоторый эксцентриситет. Представим
себе вал в вертикальном положении. Это позволит
не учитывать пока собственный вес вала и упро-
стить вывод (рис. 151, а). Центр тяжести вала
отстоит от его геометрической оси на величину
эксцентриситета е = OS. При вращении с угловой
скоростью ш в таком вале возникает центробеж-
ная сила С, вызывающая прогиб у см.
С — т(у + е)ы2=-^-(у+ё)ш2 кг, (82,5)
где G — вес вала (в кг).
Эта центробежная сила уравновешивается силой упругой реакции вала Р.
Обозначим а силу упругой реакции вала при прогибе его 1 см. Тогда вся
182
противодействующая упругая сила Р = ау. Условие равновесия силы реак-
ции и центробежной силы выразится уравнением:
Р = С = ау = т (у 4- е) ш2,
__ теа>2 ____ е
U а — mufi а (82,6)
rn.fi
Из полученного уравнения видно, что с возрастанием угловой скорости ®
прогиб вала увеличивается. При <о2 = у = е (рис. 151, б); при <о2 =Д-
у = оо. В действительности прогиб ограничен наличием опор, и бесконечно
большой прогиб не получается. Угловая скорость, при которой прогиб вала
теоретически становится бесконечно большим, называется критической <окр.
Очевидно, что __
0)155==V 8<г=31 ,з2 у •
Число оборотов вала в минуту лкр, соответствующее критической скорости,
называется критическим:
30 шкр
Пкр — я
300
ПО
(82,7)
Из формулы (82,6) видно, что если п > и <о2 > -Д, т. е, <в><вкр, то
прогиб у принимает отрицательное значение, т. е. вал искривляется в про-
тивоположную сторону и прогиб вала уменьшается (рис. 151, в); при ш = оо
прогиб у =—е. То, что прогиб вала уменьшается при повышении скорости
сверх критической, позволяет применять валы, работающие в изогнутом по-
ложении при числах оборотов выше критических. Такие валы называются
гибкими, в отличие от валов, работающих при п < пвр, которые называются
жесткими.
Горизонтально расположенный вал, когда на пего действует как собствен-
ный вес, так и вес насаженных на него дисков, всегда будет иметь некоторый
статический прогиб fu. При вращении вала этот прогиб будет увеличиваться.
Величина статического прогиба при весе ротора Go будет [0 = -^ .
В зависимости от величины и расположения нагрузок на вал, а также
от рода опор можно вычислить его статический прогиб.
В общем виде уравнение статического прогиба вала, лежащего на двух
опорах, можно представить в виде:
f — k ~°~
lo — к EJ ’
где; I — расстояние между опорами вала (в см),
Е — модуль упругости металла вала (в кг/см2),
r nd* / л\
J — ——------момент инерции сечения вала (в см*),
d — диаметр вала (в см),
k — коэфициент, зависящий от расположения опор, положения на них
вала, точек приложения и рода нагрузки. Для вала, свободно лежа-
1
шего на двух опорах, k — для вала с заделанными концами и нагрузкой
, 1
посередине k — и т. д.
183
По статическому прогибу вала /0 можно определить критическое число
оборотов вала, подставляя в уравнение (82,7) /0 вместо —
300
(82,8)
При пользовании формулами (82,7) и (82,8) возможна некоторая погреш-
ность за счет неучтенных факторов (жесткость ступиц дисков, жироскопи-
ческое действие вращающихся масс и т. д.).
Поэтому при расчете жесткого вала принимают число оборотов его заве-
домо значительно ниже критического. Практически в этом случае принимают
число оборотов при номинальной мощности:
= пКр—-(500 4- 1000) об/мин или = —3-77-9 об/мин. (82,9)
При расчете гибких валов, наоборот, число оборотов вала принимают
заведомо больше критического. В этом случае принимают при номинальной
мощности:
пг — (1,5 4- 6)пир или иг = икр1000 об/мин, (82,10)
а для малых однодисковых турбин доводят даже до пг = 8/гвр.
При пуске и остановке турбин, имеющих гибкий вал, необходимо прохо-
дить через критические числа оборотов очень быстро, повышая или пони-
жая число оборотов в соответствии с указаниями, данными заводом-изготови-
телем.
Расчет вала турбины надо производить так, чтобы он был вполне надежен
в работе. Для этого подбирают диаметр d см, ориентируясь на уже выполненные,
подобные же типы турбин. По выбранному диаметру вала определяют его
вес при длине I см\
q = = х 78 X 1СГ4 кг.
Затем по уравнению (82,2) определяют крутящий момент Л4кр кгсм. По
заданным расстояниям от опор до точки приложени.-i сосредоточенной нагрузки
веса колеса находят изгибающий момент под действием этой нагрузки по
формуле:
•Мизг = у- Gi кгсм, (82,11)
где а и b — расстояния точки приложения нагрузки G от опор (в см). Изги-
бающий момент под действием собственного веса вала G находят по формуле:
Мизг = -у кгсм. (82,12)
Суммарный изгибающий момент будет:
•^изг = ^Иизг Л^изг >
и по уравнению (82,1) находят напряжение:
т = + Мкр.
Если это напряжение не выходит за пределы допустимого, т. е.
т 400 кг/см2 для углеродистой стали, то останавливаются на выбранном
диаметре. Если же полученное напряжение больше допустимого, то задаются
новым, несколько большим диаметром и делают расчет снова.
Для выбранного и проверенного диаметра определяют величины стати-
ческих прогибов:
а) от сосредоточенной нагрузки
(82,13)
184
б) от равномерно распределенной нагрузки собственного веса вала
К (7/3
. (82>Н>
в) суммарный прогиб
/о = Л + Л
Затем по уравнению (82,8) находят критическое число оборотов вала пкр.
По этому критическому числу оборотов должно быть проверено по уравнениям
(82,9) или (82,10) действительное число оборотов вала, и если оно лежит в до-
пустимых пределах, то подобранный диаметр вала годен. Если же окажется,
что фактическое число оборотов лежит вне допустимых пределов, то задаются
новым значением диаметра вала и производят расчет вторично.
Пример 21. Рассчитать гибкий вал одноступенчатой активной турбины, имеющей
мощность N — 500 кет при п = 6700 об/мин. Вес диска турбины G = 100 кг. Диск рас-
положен от опор на расстояниях а — 40 см и b = 60 см. Механический к. п. д. турбин»
i]M = 0,96; к. п. д. генератора rir = 0,95; к. п. д. редуктора -qp = 0,99.
Ориентируясь на уже существующие турбины подобного типа, ориентировочно принят
диаметр вала d = 50 мм. Тогда вес вала
r.d4-{ 1:5440 + 60)78 X 10“*
Go = —— —---------------j*--------- — 10,0 кг.
Крутящий момент вала
N, 500
^кр = 97 300 = 97 300 пг , 7 = 97 300 6ТО0 x0j6 X 0,99х 0,95 = 8050 кгсм’
•м ‘у >1 * ' *
Изгибающий момент вала под действием собственного веса
Изгибающий момент вала под действием веса диска
Кзг=4G=х 100 = 2400 кгс-'1-
Суммарный изгибающий момент
ЛГИЗГ = Кзг + Кзг = 3S2.5 + 2400 = 2782,5 кгсм.
Момент сопротивления вала
.nd3 it53 , - ,
-32- = -32 = 12’27 С'И'
Наибольшее напряжение материала вала
т А 27832+805°г = 346
что вполне допустимо.
Момент инерции вала
itd^ кб1
J = -Е- = = 30,67 см>.
64 64
Прогиб вала под действием собственного веса
5 G0P _ 5 15,3 х ЮО3 _nm9q
' - 384 EJ 384 Х 2 200 000~Х 30,67 ’ СМ‘
Прогиб вала под действием веса диска
а262 G _ 402 Хб02 100 _П028
71 ~ 31 EJ 3X100 Х 2 200 000 X 30,67 ’ СМ'
Критическое число оборотов вала:
309
300
пкп = —= —====== =1710 об/мин.
₽ VT+T1 Уо, 0029 + 0,028
п 6700
Отношение рабочего числа оборотов к критическому -— = |7|к = 3,92, что вполне
"кр 1/10
соответствует отношениям, принятым для гибких валов.
185-
Приведенный расчет вала, нагруженного одним диском, является примером
аналитического расчета. При многодисковых валах аналитический расчет
получается сложным, требующим неоднократных пересчетов. Поэтому расчет
многодисковых валов, имеющих к тому же часто не одинаковый по длине
лиаметр, производят графически, применяя методы графостатики.
§ 83. РАБОЧИЕ ДИСКИ
Рабочие диски активных турбин являются основным звеном, передаю-
щим крутящий момент от рабочих лопаток к валу. Для этого диски должны
быть жестко и надежно укреплены на валу, а лопатки — на венцах дисков.
Под действием центробежных сил в материале диска возникают большие
радиальные и касательные напряжения, достигающие 2000 кг [см2 и выше.
Кроме того, диски работают в области высоких температур, достигающих
500° С. В силу этого диски являются весьма ответственными деталями, рабо-
тающими при больших напряжениях.
Рабочий диск состоит из ступицы, собственно диска и обода, в котором
закрепляются ножки лопаток. Для закрепления ножек лопаток обод имеет
пазы, и поэтому края обода подвергаются растяжению и изгибу от действия
центробежной силы лопаток. Сечение обода нагружено центробежной силой
самого обода и лопаток. Наибольшие напряжения возникают в ступице.
Для изготовления дисков применяют простую углеродистую сталь, а в тур-
бинах повышенных давлений — никелевую и хромоникелемолибденовую стали.
Наибольшее напряжение на внутренних частях ступицы не должно превосхо-
дить 0,25—0,40 от предела текучести материала.
При нагревании диаметр диска несколько увеличивается, что вызывает
ослабление его посадки на валу, а это может вызвать серьезную аварию
турбины. Поэтому насадка дисков всегда производится с некоторым натягом.
Для предохранения дисков от проворачивания применяются шпонки, обычно
устанавливаемые симметрично по две для лучшей балансировки ротора.
Часто диск насаживается на вал в горячем состоянии с таким расчетом,
чтобы увеличение диаметра отверстия в диске, возникающее при его работе,
было меньше, чем полученное от нагревания при насадке диска. Температура
нагрева диска при этом 100—150° С.
Насадка диска на вал с натягом в холодном состоянии требует значитель-
ного усилия. При такой насадке, под прессом, возможно повреждение вала.
Холодная насадка дискор применяется сравнительно редко.
Диск должен надежно сидеть на валу, не скользить и не проворачиваться.
Для этого применяют различные способы закрепления дисков. Наиболее часто
применяются следующие способы:
1. Диски насаживаются на особые, надетые на вал кольца (рис. 152, а).
Эти кольца выполняются пружинящими, что обеспечивает плотность насадки
при расширении от нагрева и действия центробежных сил.
2. Диски насаживаются на слегка конические разрезные втулки
(рис. 152, б). Преимущество этого способа состоит в том, что степень натяга
можно установить с большой точностью.
3. Диски укрепляются при помощи пальцевой втулки (рис. 153). Цент-
ральное отверстие диска растачивается до диаметра, превышающего диаметр
.вала, и в диск 4 запрессовывается пальцевая втулка 3.
В радиальном направлении в запрессованной втулке сверлятся отверстия,
, в которые вводятся направляющие пальцы 2. Если диск теряет плотность
посадки, то пальцы, проходящие сквозь втулку в диск, позволяют ему расши-
ряться только концентрично по отношению ко втулке.
Для цилиндров высокого давления многоцилиндровых турбин часто при-
меняют роторы, у которых диски и вал составляют одно целое. Так как ковка
таких роторов сложна, то иногда вал турбины отковывается за одно целое
с дисками для ступеней высокого давления, а диски ступеней среднего и низ-
.186
кого давления насаживаются на вал обычным способом. Применяется такая
конструкция для быстроходных турбин небольшой мощности. У таких роторов
при повреждении одного из дисков приходится заменять весь ротор, что яв-
ляется существенным их недостатком.
В турбостроении начинают находить применение также роторы, изготов-
ляемые сваркой из отдельных частей, что дает легкую и жесткую конструкцию.
По профилю диски турбин бывают постоянной толщины, конические и
гиперболические — постоянного сопротивления. С точки зрения технологии
процесса изготовления, самым простым будет диск постоянной толщины,
а самым сложным — гиперболический. Распределение же напряжений в ма-
териале диска будет наивыгоднейшим в гиперболическом диске.
Рис. 152. Крепление диска на валу:
а—пружинящими кольцами, б—кони-
ческими втулками 1 со стопорными
кольцами ?.
Разрез по РВ
Рис. 153. Крепление дисков на валу
при помощи пальцевой втулки.
Для того чтобы создать по обе стороны диска активной турбины равные
давления пара, в теле диска рассверливаются и затем тщательно обрабаты-
ваются пароуравнительные отверстия. Эти отверстия хотя несколько и повы-
шают вентиляционные потери, но при этом достигается одинаковое давление
с обеих сторон диска.
Готовые и облопаченные диски перед насадкой на вал подвергаются ба-
лансировке, и обнаруженные при этом небалансы устраняются.
§ 84. БАРАБАННЫЕ РОТОРЫ
Так как в реактивных турбинах окружные скорости сравнительно неве-
лики и ступени давления не должны отделяться друг от друга диафрагмами,
то для реактивных турбин применяют
ротор барабанного типа.
Барабанные роторы могут быть сле-
дующих конструкций:
1. Барабан конструируется как
утолщенный сплошной вал. Такие бара-
баны применяют тогда, когда диаметр
их невелик и окружная скорость по
расчету получается большой. Рис. 154. Барабанный ротор из двух
2. Ротор состоит из двух частей частей.
(рис. 154). Вал 3 отковывается с диском,
который вставляется в барабан 2 и соединяется с ним болтами, электросваркой
или насадкой в горячем состоянии. На конце барабана 2 находится разгрузоч-
ный поршень 1. Такие барабаны применяют для турбин малых и средних
мощностей.
3. Ротор состоит из трех частей. На отдельные утолщенные концы вала
напрессовывается нагретый пустотелый барабан. Роторы таких конструкций
применяются для турбин большой мощности, так как барабан может быть
выполнен большого диаметра.
487
4. Сварной барабан, изготовляемый из отдельных дисков и колец
(рис. 155). Жесткая конструкция такого барабана позволяет применять зна-
чительные окружные скорости.
Напряжение на поверхности барабана определяется по формуле:
си = 1100ы2 == 0,08ы2 кг/см2, (84,1)
где: -[ = 0,00785 для стали — удельный вес (в кг 1см3),
g =9,81 м/сек2— ускорение силы тяжести,
и — окружная скорость (в м/сек).
Рис. 155. Сварной барабанный ротор.
Барабан ротора во время работы находится также под действием центро-
бежной силы лопаток, определяемой по формуле:
где: о0 — удельная центробежная сила лопаток, находимая, как частное от
деления центробежной силы всех лопаток на поверхность барабана
(в кг/см2),
га — наружный радиус барабана (в см),
5 —толщина стенки барабана (в см).
Полное касательное напряжение в стенке барабана будет:
о = 4- з, = 0,8 и2 + ^о-у- кг/см2. (84,2)
Полное напряжение в барабане не должно превосходить а = 1000 —
—1200 кг/см2 для мартеновской стали, о = 1400 — 1600 кг /см2 для никелевой
стали из = 1800—2000 кг/см2 для лучших сортов легированных сталей.
Пользуясь формулой (84,2), легко показать, что окружная скорость
в пределах допустимых напряжений не должна превышать для углеродистых
сталей 120 м/сек, никелевых— 140 м/сек и легированных— 160 м/сек.
Как уже указывалось, реактивное действие пара вызывает осевое давле-
ние, которое необходимо уравновешивать при помощи разгрузочного поршня.
Разгрузочный поршень увеличивает длину турбины и является источником
дополнительных утечек пара. Поэтому были испробованы другие средства
уравновешивания осевого давления, но вполне положительных результатов
они не дали. Наилучшее и простое уравновешивание осевого давления дости-
гается у двухпоточных турбин, у которых осевое давление одного потока
пара уравновешивается осевым давлением другого потока (рис. 127).
Разгрузочные поршни для уменьшения потерь от утечек снабжаются
лабиринтами такой же конструкции, как и концевые уплотнения.
§ 85, ЛОПАТОЧНЫЙ АППАРАТ
Лопаточный аппарат турбины должен превращать потенциальную энер-
гию пара в полезную работу наиболее полно и экономично. Потенциальная
энергия пара превращается в работу в двух частях лопаточного аппарата.
188
В первой части направляющие лопатки, закрепленные в статоре турбины,
образуют каналы, у которых пар приобретает нужную скорость и направление.
Во второй части рабочие лопатки, закрепляемые на дисках или барабанах
ротора турбины, находятся под действием
Рис. 156. Литые сопла.
давления пара, возникающего в резуль-
тате изменения направления и скорости
его струи, и приводят во вращение вал
турбины.
Во время работы направляющие ло-
патки находятся под действием высоких
температур пара, усилий от его давления
и под действием центробежных сил. В них
возможно возникновение вибраций, а так-
же коррозии и эрозии в результате теп-
лового, химического и механического воз-
действия пара.
Рис. 157. Сопла из фрезерованных лопаток.
В понятие «направляющий аппарат» входят как непосредственно направ-
ляющие лопатки, расположенные между ступенями турбины, так и сопла,
Рис. 158. Рабочая лопатка
простого типа.
подводящие пар к лопаткам первой ступени.
Сопла первой ступени могут быть литыми
из стали (рис. 156) или набранными из отдель-
ных фрезерованных лопаток или сегментов
(рис, 157).
В турбинах небольшой мощности приме-
няют бронзовые литые или точеные сопла.
Сопла первой ступени, в зависимости от рас-
полагаемого теплоперепада, могут быть расши-
ряющимися или суживающимися и прикреп-
ляются непосредственно к корпусу турбины.
Паровые каналы в диафрагмах последующих
ступеней образуются посредством наборных
фрезерованных лопаток или заливкой про-
фильных лопаток в тело диафрагмы.
Рабочие лопатки, укрепляемые на ро-
торе, имеют самую разнообразную конструк-
цию. Рабочая лопатка простого типа (рис. 158)
состоит из рабочей части 4, находящейся
ножки 2, которая вставляется в паз диска 1. В верхней части лопатки име-
ется шип 6 для закрепления ленточного бандажа 5, которым лопатки свя-
зывают друг с другом для придания жесткости лопаточному венцу и образо-
вания канала между лопатками. Между ножками соседних лопаток в паз
вставляются промежуточные тела 3, устанавливающие точное расстояние
между лопатками. Задняя сторона лопатки называется спинкой, грани со сто-
роны входа и выхода пара называются входными и выходными кромками.
Бандажом связываются не все лопатки венца, а только отдельные группы
лопаток, чтобы избежать температурных напряжений при прогреве и охла-
ждении турбины.
под действием струи пара,
18 9 ч
Различные конструкции рабочих лопаток паровых турбин можно объеди-
нить в три группы.
К первой группе относятся простые лопатки с постоянным сечением про-
филя рабочей части и простой ножкой. Такие лопатки (рис. 159) изготовляются
из прокатанного материала.
Рис. 159. Рабочие ло-
патки постоянного
профиля.
Ко второй группе относятся лопатки цельнсфрезе-
рованные с несколько усложненным профилем и сравни-
тельно сложной ножкой (рис. 160).
К третьей группе относятся лопатки, имеющие слож-
ный профиль и сложную ножку (рис. 161). Лопатки этой
группы цельнофрезерованные и изготовляются путем
сложной механической обработки.
Закрепление лопаток на диске осуществляется раз-
личными способами. Короткие лопатки, не подвергаю-
щиеся действию значительных усилий, имеют обыкно-
венно Т-образный ласточкин хвост (рис. 158).
Такой тип лопаток иногда изготовляется за одно
целое с промежуточным телом.
Длинные лопатки, а также лопатки, подвергаю-
щиеся действию значительных усилий, закрепляются иначе. Харьковский
турбогенераторный завод применяет крепление и посадку лопаток при по-
Рис. 160. Цельнофрезерованные Рис. 161. Лопатки сложного профиля,
лопатки усложненного профиля.
мощи наружной хвостовой ножки (рис. 162, а и б).
Применяются также лопатки с вильчатыми ножками,
прикрепляемыми к диску при помощи заклепок
(рис. 162, в и г).
В некоторых случаях лопатки первой ступени тур-
бин высокого давления вставляются в пазы диска, рас-
положенные на его ободе перпендикулярно к плоскости
его вращения (рис. 163).
Лопатки первых ступеней объединяются в группы
по две-четыре лопатки. В группы лопатки объединяются
с помощью общего для всей группы бандажа, прикреп-
ляемого к лопаткам расклепкой их шипов или путем
сварки концов бандажей, изготовляемых за одно целое
с лопатками. Иногда заготовленные лопатки объединя-
ются в пакеты с помощью привариваемого к ним общего
бандажа, а затем основания лопаток заливаются в металл,
образующий как бы общий их хвост.
Некоторые заводы начинают применять сварку для
крепления лопаток. При этом лопатки привариваются с
Рис. 162. Крепление
лопаток:
а и б—наружной хвосто-
вой ножкой: в и г—виль-
чатой ножкой.
двух сторон к дис-
ку, а в верхней части свариваются попарно.
На длинных лопатках бандаж обычно не ставится, а для придания лопат-
кам большей жесткости они прошиваются проволокой в один-два, а иногда
190
и три ряда. Проволочным бандажом лопатки скрепляются в пакеты7 пег
5—10 лопаток.
Лопатки первых ступеней, даже мощных турбин, имеют весьма небольшую
высоту, но иа последних ступенях мощных турбин высота лопаток доходит
до 600—800 мм и является в настоящее время пре-
дельной по условиям прочности.
В современных мощных турбинах высота рабо-
чей части лопаток последней ступени достигает по-
ловины диаметра диска, на котором они насажены.
Поэтому окружная скорость у основания лопатки
почти в два раза меньше, чем на ее вершине, а сле-
довательно, относительные скорости входа пара па
лопатку как по величине, так и по направлению весь-
ма различны у основания лопатки и на ее вершине.
При незначительной высоте лопаток этой разностью
можно пренебречь, но для лопаток значительной
высоты пренебрегать этой разностью скоростей нель-
зя, так как это привело бы к увеличению потерь
Рис. 163. Крепление ло-
паток в перпендикуляр-
ных пазах.
и поэтому приходится делать лопатку сложного пере-
менного профиля. Кроме того, длинным лопаткам придают ширину и толщи-
ну, постепенно уменьшающуюся от ножки к вершине, для облегчения веса-
лопатки и понижения напряжений от центробежных сил как в лопатке, так и
в диске. Нижняя часть таких лопаток массивная шириною
180—110мм и толщиною 15—25мм. В верхней части ширина их умень-
шается до 40—45 мм при толщине до 5 мм. При проектировании
таких лопаток необходимо выполнять их так, чтобы центры тяжести
всех поперечных сечений лопатки лежали на одной радиальной
прямой.
Для изготовления лопаток обычно применяют никелевые илй'
хромоникелевые нержавеющие стали, а у турбин высокого дав-
ления для лопаток регулирующих ступеней применяют легирован-
ные стали. Прежде в турбинах, работавших насыщенным паром,
с малыми окружными скоростями, для лопаток применялась ла-
тунь, никелевая латунь и никелевая медь.
Лопатки последних ступеней конденсационных турбин, рабо-
тающих влажным паром, подвергаются усиленной эрозии и потому •
могут быстро приходить в негодность. Для защиты от эрозии лопат-
Рис. 164. ки последних ступеней выполняют из более твердых металлов, при-
Лопатка меняют поверхностную закалку. Часто применяют защиту входных
полутор- кромок, а иногда и спинок лопаток наплавкой щитков из твер*
иого вых- д0г0 сплава—стеллита. Иногда применяют специальные каналы для
лопэ»
удаления влаги, но эта конструкция широкого применения не по-
лучила, так как ею отводится не более 20—25% влаги, имеющейся в паре.
В некоторых типах мощных конденсационных турбин применяется так
называемый полуторный выхлоп пара, и лопатки предпоследней ступени
делаются особой формы для разделения потока пара. Одна из таких лопаток
мощной турбины ЛМЗ представлена на рис. 164.
§ 86. ВИБРАЦИИ
Надежность работы всего облопачивания зависит не только от величин»
механических напряжений, но и от величины и характера вибраций, возни-
кающих как в лопатках, так и в дисках, на которых они закреплены.
Вибрации машины, состоящей из нескольких подвижных и неподвижных
деталей, могут быть местными, сосредоточенными в каком-либо одном месте,
и общими — более или менее равномерно распределенными по всей машине.
Если характер вибраций детали таков, что она под действием кратковременного
191
импульса силы совершает колебания с постепенно уменьшающейся амплиту-
дой и через некоторое время вибрация прекращается, то такая деталь совер-
шает свободные колебания с собственной частотой. При повторяющемся им-
пульсе возникают вынужденные колебания.
Лопатки турбин, являясь упругими телами, способны вибрировать с соб-
ственными частотами. Если собственная частота колебаний лопаток равна или
кратна частоте внешней силы, вызывающей эти колебания, то возникают так
называемые резонансные колебания, не затухающие, а непрерывно продол-
жающиеся до прекращения действия силы, вызывающей резонанс, или до изме-
нения ее частоты. Резонансные колебания, возникающие в рабочих лопатках
и дисках турбины, могут вызвать их разрушение. Чтобы избежать этого, обло-
паченные диски современных крупных турбин до установки их на вал «настраи-
вают». Настройка заключается в испытании облопаченных дисков и в допол-
нительной их обработке, изменяющей частоту их собственных колебаний.
Вынужденные колебания лопаток могут возникать под действием различ-
ных по характеру сил.
Во-первых, колебания могут возникнуть из-за неравномерности парового
потока, выходящего из каналов направляющих лопаток. Неравномерность
эта объясняется тем, что перегородки, разделяющие сопловые каналы, вызы-
вают трение и создают неодинаковую скорость частиц пара у стенок канала
и в средней части потока. Движущиеся на вращающемся диске лопатки, встре-
чая на своем пути различные по силе импульсы парового потока, начинают
.вибрировать.
Во-вторых, колебания пакетов лопаток могут возникнуть из-за нарушения
-плавности потока пара при неодинаковой величине направляющих каналов
и просачивания пара в стыках диафрагмы, а также из-за вибраций ротора,
.вызывамых его небалансом.
Под действием обоих видов резонансных колебаний возможно возник-
новение таких отклонений колеблющихся лопаток от нормального поло-
жения, при которых возникающие в лопатках напряжения превзойдут допу-
стимые пределы и приведут к разрушению лопаток.
Необходимо иметь в виду, что местные вибрации таких деталей, как диски
и лопатки, обычно не отражаются на общих вибрациях турбины и не вызы-
вают их усиления. Поэтому наличие таких местных вибраций особенно опасно,
так как часто обнаруживается только после поломки вибрировавших деталей
от усталости.
§ 87. МУФТЫ И РЕДУКТОРЫ
Вал турбины с валом генератора или рабочей машины соединяется муфтой.
Муфтой соединяются также валы отдельных цилиндров одновальных много-
Рис. 165. Жесткая муфта.
Рис. 166. Гибка!; муфта Ленинград-
ского металлического завода.
•цилиндровых турбин. Муфты могут быть жесткого, гибкого и подвижного
типа. Жесткие муфты чаще всего применяются в турбинах небольшой и сред-
.192
ней мощности. Применение жесткой муфты позволяет устанавливать ротор
турбины и ротор генератора на трех подшипниках. Подвижные и гибкие муфты
допускают некоторое относительное перемещение валов или их удлинение от
нагревания. При применении этих муфт требуются четыре подшипника, и муфта
Рис. 167. Подвижная'муфта.
устанавливается между двумя средними подшипниками. Подвижными муф-
тами соединяются валы генераторов и валы турбин повышенной мощности,
а также валы отдельных цилиндров многоцилиндровых турбин.
Для турбогенераторов, имеющих короткий вал, применяют жесткие
муфты (рис. 165). Соединяемые валы отковываются с концевыми фланцами,
которые болтами жестко соединяются
между собой. Между фланцами встав-
ляется пригоняемая при сборке турби-
ны прокладка. Правильная центровка
отверстий под болты обеспечивается
центрирующей шайбой, удаляемой после
сверления и райберовки отверстий.
Ленинградский металлический завод
применяет гибкую муфту (рис. 166),
при которой возможность небольшого
взаимного перемещения валов достига-
ется следующим образом. Муфта имеет
фланцы 2 и 4, насаживаемые с натягом
на слегка конические концы валов тур-
бины 1 и генератора 5. К обоим флан-
цам болтами прикрепляется упругая
волнистая часть муфты 3. Муфта та-
кой конструкции, обладая жесткостью
относительно скручивания, допускает
некоторый изгиб.
Для соединения роторов двухци-
линдровых турбин, а также для соеди-
нения редуктора с валом турбины при-
меняют подвижные муфты (рис. 167).
Такая муфта состоит из корпуса 5, раз-
деляемого установочной шайбой 6 на
две части, и зубчатых фланцев 3, закрепляемых на конических частях валов
шпонками 8 и гайкой 4. На внутренних поверхностях корпуса имеются зубцы,
входящие во впадины между зубцами фланца 3. Капельник 10 служит для
подвода масла по трубке 9 к зубчатому сцеплению. Установочная шайба 6 и
кольца 2 ограничивают осевое смещение ротора. В нужном положении муфта
удерживается пружиной 7, упирающейся в установочную шайбу.
Пружинная подвижная муфта изображена на рис. 168, а. Муфта состоит
из двух фланцев, насаженных на концы соединяемых валов. По окружности
Рис. 168. Пружинная подвижная му<рта.
13 1111
193
фланцы имеют ряд зубцов, между которыми помещается волнообразно изог-
нутая пружинящая стальная лента 1, разрезанная на несколько сегментов.
Кожух 2 закрывает муфту и удерживает пружину от выпадания. На рис. 168,6
показано положение пружинящей ленты при нормальной нагрузке, а на
рис. 168, в — при перегрузке. Для смазки этой муфты подводится масло.
Современные быстроходные турбины с числом оборотов от 5000 в минуту
и выше выполняют с передачей через редуктор к генератору, насосу, компрес-
сору и т. п. Широко применяются быстроходные турбины с редукторной пере-
дачей для гребных винтов морских судов.
Редуктор представляет собой две, чаще одну пару зубчатых колес, из
которых первое, ведущее, меньшего диаметра насаживается на вал турбины,
а второе, ведомое, большего диаметра насажи-
вается на вал генератора или приводимого ме-
ханизма.
Редуктор с одной парой зубчатых колес
позволяет уменьшить число оборотов ведомого
вала не более чем в 25 раз, а при редукторе
с двумя парами зубчаток уменьшение числа обо-
ротов возможно в 150 раз и более, что необхо-
Рис. 169. Действие сил иа
косой зуб.
димо, например, в судовых установках.
Для правильной работы редуктора необходимо, чтобы его шестерни
были строго параллельны, окружное усилие распределялось равномерно по
длине каждого зуба и чтобы количество подводимой смазки было достаточно
для отвода всего тепла, выделяемого в результате работы трения. У турбин
мощностью менее 400 кет при окружной скорости не выше 12 м/сек смазка
производится погружением в масляную ванну зубцов ведомой шестерни.
При больших мощностях и окружных скоростях масло подается под давлением.
У редукторов паровых турбин применяют шестерни с прямым, а чаще
с косым или угловым зубом — елочные зубчатки, у которых в зацеплении
находится одновременно несколько зубьев, что обеспечивает плавность пере-
дачи.
Сравнительно с прямыми зубцами косозубчатая передача имеет то преиму-
щество, что достигается плавность передачи усилия, и сопротивление зуба
увеличивается пропорционально где <р— угол между направлением грани
зуба и плоскостью вращения зубчатки (рис. 169). Недостаток косозубчатой
передачи заключается в том, что при ней появляются осевые усилия. Чтобы
не ставить упорных подшипников, применяют колеса с двойным наклоном
зубцов в разные стороны — елочные шестерни.
В редукторах допускается окружная скорость и = 25—60 м/сёк, редко
выше.
Нормальное усилие, действующее на зубец, определяется из уравнения:
sin <р ’
(87,1)
Р = Рн sin <р.
Здесь Р — окружное усилие на зубец:
102 Na N„
Р =-------в- = 195 000 , 87,2)
щ ditit ' '
где —окружная скорость зубца (влг/сек), a dj и пг — диаметр (вслг) и число
оборотов в минуту ведущей .шестерни.
Число зубцов ведущей шестерни должно быть в пределах zt = 20 — 40.
§ 88. ВАЛОПОВОРОТНЫЕ УСТРОЙСТВА
Детали паровой турбины после остановки остывают постепенно. Вал
мощных турбин принимает температуру окружающей среды через 25—35
часов после останова. При остывании вала в неподвижном состоянии в нем
194
произойдет изгиб, который при пуске турбины вызовет сильные вибрации.
Чтобы не допустить изгиба вала, происходящего из-за неравномерности его
остывания, пользуются валоповоротными устройствами.
Применяют два способа предупреждения изгиба вала при остывании.
1. Ротор турбины регулярно поворачивается точно на 180° через проме-
жутки времени, устанавливаемые опытным путем. Выясняется, через какой
промежуток времени кривизна остывающего вала достигает предельно
допустимой величины (0,03—0,05 мм),
и через такие промежутки времени $
поворачивают его на 180°. Повора- ‘•У)
чивают вал валоповоротным меха-
низмом, который может быть ручным
или гидравлическим.
2. Ротор турбины непрерывно
медленно вращается специальным
устройством в течение всего времени
остывания турбины. Принцип дейст-
вия такого устройства следующий
(рис. 170). Электродвигатель 1 вра-
щает винт 2 червячной передачи,
сцепленный с зубчатым колесом 3.
Колесо 3 сидит на одном валу со
Рис. 170. Моторное валоповоротиое
устройство.
вторым червячным винтом 4, сцепленным с зубчаткой 5 на соеди-
нительной муфте ротора 6. Рукоятка 7 служит для поворота двигателя
вручную при пуске, если его мощность окажется в этот момент недо-
статочной. Червячный винт 4 может передвигаться вдоль своего вала и этим
выводиться из зацепления с зубчаткой 5. Мощность мотора для такого уст-
ройства составляет от 0,5 до 0,025% от мощности турбины. Вращение ротора
такими механизмами производится со скоростью 12 -у 18 оборотов в час.
§ 89. МАСЛЯНАЯ СИСТЕМА ПАРОВЫХ ТУРБИН
- Масляная система паровых турбин создает необходимый напор масла
и подает его в систему смазки и регулирования. Давление масла в системе
Рис. 171. Зубчатый масляный насос.
регулирования 3,54-7 ата,
а в системе смазки 1,4 4-
4- 2 ата. Скорость масла
в напорном трубопроводе
1,25 4- 1,75 м/сек, а , в
сливном обратном 0,7?,4-
1,0 м/сек.
Расход масла в масля-
ной системе незначителен,
так как требуется только
пополнение циркулирую-
щего в системе масла, те-
ряемого через неплотности.
Во время работы качество
масла ухудшается и тре-
буется его замена, которая производится в среднем один раз в два года.
Масло подается в масляную систему специальным насосом, который
соединен с валом турбины червячной передачей. Главный масляный насос .
турбины обычно зубчатый. Конструкция такого насоса представлена на рис. 171.
При вращении зубчаток масло заполняет впадины между зубцами и перено-
сится в них из всасывающего в нагнетательный трубопровод. Производитель-
ность такого насоса определяется по формуле:
Q = л/мин, (89,1)
13* 195
где: о — объем впадины между зубцами насоса (в cms),
п —число оборотов шестерни (300 4- 600 об/мин),
z —число зубцов шестерни (12 ч- 15 зубцов),
т) — объемный коэфициент (0,7 4- 0,95), учитывающий заполнение впадин
маслом и утечку его.
Мощность, необходимая для привода зубчатого насоса,
N =
10,33pQf
60 • 102 • г]н
PQf
6%
кет,
где: р — давление, создаваемое насосом (в ати),
7—удельный вес масла (в кг (л),
т)н = 0,97 4- 0,98 — к.п.д. насоса.
Зубчатый насос начинает подавать масло под достаточным давлением
только после достижения валом примерно х/з
Рис. 172. Принципиальная схема масляиой
системы.
нормального числа его оборотов.
Поэтому каждая турбина имеет,
кроме главного, вспомогательный
насос, который приводится в
действие только при недоста-
точной работе главного насоса,
например, в период пуска и оста-
нова. Обычно вспомогательный
масляный насос состоит из одно-
венечной турбинки, расположен-
ной на верхней части вертикаль-
ного вала. На нижней части
этого же вала находится погру-
женный в масляную ванну цен-
тробежный насос.
Принципиальная схема мас-
ляной системы паровой тур-
бины дана на рис. 172. Из
масляного бака масло главным масляным насосом 1 всасывается через
обратный клапан 2. По выходе нз насоса поток масла разделяется на два.
Первый поток под тем давлением, которое он получил в насосе, направляется
в систему регулирования. Второй поток проходит редукционный клапан 3,
в котором давление масла снижается до принятого в системе смазки, и, пройдя
маслоохладитель 5, направляется в подшипники турбины. Отходящее от
подшипников масло собирается в сливной трубопровод и возвращается в мас-
ляный бак. Предохранительный клапан 4 служит для слива масла в бак при
повышении давления выше предусмотренного. Масло от сервомотора сливается
в напорную линию к подшипникам.
Необходимым элементом масляной, системы является маслоохладитель,
предназначенный для отвода тепла от масла, нагревающегося в подшипниках.
Маслоохладитель представляет собой чугунный цилиндр, заполненный систе-
мой трубок. Нагревшееся в подшипниках масло входит в корпус маслоохлади-
теля в нижней его части, циркулирует между трубками, по которым протекает
охлаждающая вода, и, охладившись, выходит в верхней части корпуса.
Циркуляция воды по трубкам — противоточная — сверху вниз. Температура
масла, поступающего в подшипники, должна быть в пределах 35—15° С.
При понижении температуры масла ниже 35° увеличивается его вязкость и
увеличиваются потери на трение. При повышении температуры масла, посту-
пающего в подшипники, свыше 45°С, оно может нагреться в подшипниках выше
допустимой температуры 60°С, в результате чего качество его значительно
ухудшится.
Надежная работа масляной системы возможна только при применении
масла надлежащего качества. Для заливки в масляную систему турбины
196
применяют исключительно специальные турбинные масла марок Л, ЛМ, С,
УТ и М. Наиболее употребительны масла марок Л и УТ. Выбор марки масла
должен быть согласован с заводом-изготовителем турбины.
ГЛАВА XVII
ТИПЫ И КОНСТРУКЦИИ ПАРОВЫХ ТУРБИН
§ 90. ТИПЫ ПАРОВЫХ ТУРБИН
Выбор конструкции турбины и ее главных размеров в первую очередь
зависит от мощности турбины и параметров пара, на которые она рассчиты-
вается. Но и при вполне определенных заданных параметрах пара и мощ-
ности турбина конструктивно может быть выполнена весьма различно. Раз-
меры турбины зависят от выбора диаметра диска, перепадов в отдельных
ступенях, следовательно, и от числа ступеней и скорости пара. Выбор кон-
струкции определяется следующими условиями: максимальным к. п.д., не-
высокой стоимостью изготовления и наибольшей надежностью в эксплуатации.
Последнее требование должно быть соблюдено безусловно, тогда как первое
и второе должны сочетаться так, чтобы получилась максимально экономичная
установка. Эти два требования противоречат друг другу, так как максимальный
к. п. д. достигается в дорогих многоступенчатых установках, а простые деше-
вые турбины хуже используют тепло. В зависимости от поставленного задания,
в каждом отдельном случае приходится решать вопрос о выборе типа и кон-
струкции турбины.
Для малых турбин мощностью до 2004-350 кет обычно применяют одну
ступень давления с подразделением на ступени скорости или без него. Для
больших мощностей применяются многоступенчатые конструкции. Диаметр
ступеней выбирается в зависимости от теплоперепада в турбине и числа сту-
пеней скорости, что, в свою очередь, определяется мощностью и числом обо-
ротов вала. Выбор числа оборотов вала зависит от того, будет ли турбина
с редуктором или с прямой передачей. Турбина с редуктором допускает высо-
кие скорости и получается более дешевой, чем турбина с прямой передачей,
но к. п. д. турбины с редуктором на 3—6% ниже, чем у турбины с прямой
передачей.
В зависимости от источника, из которого получается пар, и устройств,
которым отдается отработавший пар, паровые турбины могут быть разделены
на две основные группы.
К первой группе относятся турбины, получающие весь свежий пар от
котельной установки. Если при этом весь отработавший пар поступает в кон-
денсатор, то турбина является чисто конденсационной, если же выпускается
в атмосферу, то выхлопной.
Ко второй группе относятся специальные турбины, которые питаются
паром от котельной установки, но тепло отработавшего в них пара исполь-
зуется для теплофикации или иных целей, а также турбины, частично или
полностью получающие рабочий пар не от котельной установки.
Первый тип специальных турбин — это теплофикационные
турбины, у которых тепло отработавшего пара частично или полностью от-
дается тепловым потребителям, и предвключенные турбины,
отработавший пар которых имеет высокий потенциал и уносит большое коли-
чество тепла, которое срабатывается в двигателях с более низкими началь-
ными параметрами пара.
Второй тип специальных турбин —это турбины мятого пара, кото-,
рые используют пар низких параметров, уже частично совершивший работу.
К этому типу относятся также турбины двух давлений и аккуму-
ляторные турбины, питающиеся паром от паровых аккумуляторов
и приспособленные к работе паром переменного давления.
197’
§ 91. СПЕЦИАЛЬНЫЕ ТУРБИНЫ
Надо прежде всего отметить, что отнесение теплофикационных турбин
к специальным весьма условно, так как почти все современные крупные паро-
турбинные установки фактически являются теплофикационными. В Советском
Союзе, благодаря плановости социалистического народного хозяйства, как
правило, все крупные теплосиловые станции — теплофикационные. Кроме того,
все наиболее совершенные современные паровые турбины, даже не тепло-
фикационные в узком значении этого слова, являются все же теплофикацион-
ными, поскольку у них производится промежуточный отбор пара для подогре-
ва питательной воды для котлов — регенеративный подогрев питательной воды.
Турбины, работающие «на выхлоп», т. е. отработавший пар которых
выпускается в атмосферу при давлении немного выше атмосферного, тоже
можно отнести к специальным турбинам, так как они почти всегда служат
для привода различных специальных устройств—вентиляторов, масляных,
воздушных и водяных насосов и т. п. Турбины, работающие «на выхлоп»,
обычно имеют очень незначительные мощности и их проточная часть конструк-
тивно мало отличается от проточной части конденсационных турбин. Поэтому
этот тип турбин в особую группу не выделяется.
Значение теплофикации в народном хозяйстве и основные принципы
теплофикации были уже рассмотрены в первой части. Говоря о теплофикаци-
онных паровых турбинах, необходимо к уже сказанному добавить, что как
теплофикационный двигатель паровая турбина сравнительно с паровой маши-
ной имеет то преимущество, что в турбине удобно и просто осуществляется
отбор пара. Отбор пара можно производить из различных ступеней турбины
и поэтому давать потребителям пар и тепло различных параметров. Мощность
современных крупных турбин во много раз больше мощности самых больших
паровых машин и поэтому в отбор из паровой турбины можно дать такие коли-
чества пара, которые могут теплофицировать не только отдельные предприя-
тия или небольшие группы потребителей, а целые районы и группы промыш-
ленных предприятий.
На Ленинградском металлическом заводе имени Сталина производство
теплофикационных турбин началось в 1930 г., а в 1938 г. завод выпустил уже
самую большую в мире теплофикационную турбину мощностью 100 000 кет
на нормальные параметры пара.
Теплофикационные паровые турбины, как и теплофикационные паро-
вые машины, могут быть с концевым отбором пара (с противодавлением),
с промежуточным отбором пара и комбинированные — с промежуточным и
концевым отбором пара. Применение тех или иных типов теплофикационных
турбин зависит от характера потребителей тепла и режима их работы. При
наличии постоянного потребления тепла при постоянных параметрах при-
меняются турбины с концевым отбором пара; при наличии переменного потреб-
ления тепла применяют турбины с промежуточным отбором, хотя возможно при-
менение турбин с промежуточным отбором и при постоянном потреблении тепла.
§ 92. ТУРБИНЫ С КОНЦЕВЫМ ОТБОРОМ ПАРА
Турбины с концевым отбором пара при малых мощностях и малых тепло-
перепадах имеют только одну ступень, при большей мощности — несколько
ступеней. Поэтому у турбин с концевым отбором пара конструкция проще,
размеры последних ступеней меньше, чем у равных по мощности конденса-
ционных турбин. Диски таких турбин делаются постоянного диаметра или их
диаметр несколько увеличивается в ступенях пониженного давления. В осталь-
ном проточная часть турбин с концевым отбором и проточная часть конден-
сационных турбин почти не отличаются друг от друга. Так как отработавший
пар у турбин с концевым отбором выходит с повышенным давлением и имеет
малый удельный объем, то размеры выхлопного патрубка у них значительно
меньше, чем у конденсационных турбин.
198
Так как у турбин с противодавлением теплоперепад меньше, чем у кон-
денсационных, то первые гораздо чувствительнее к изменениям теплоперепада,
а следовательно, и к изменениям начальных параметров пара.
Тепловой эффект турбин с концевым отбором пара можно выяснить, если
рассмотреть затраты тепла Qx при комбинированной выработке тепла и меха-
нической энергии в турбине с концевым отбором и затраты тепла Q2 при раз-
дельной выработке тепла и механической энергии в конденсационной турбине.
Обозначим: DB — расход пара турбиной с концевым отбором (в кг1час),
— начальное теплосодержание пара (в ккал) кг),
in—действительное теплосодержание пара, поступающего
в концевой отбор (в ккал /кг).
Тогда внутренняя мощность турбины с концевым отбором пара:
.,п У „
N* ~ 860 квт'
При раздельной выработке тепла и механической энергии начальное тепло-
содержание пара тоже г\ ккал /кг, а действительное конечное при выпуске в
конденсатор ztt ккал 1кг. Расход пара DK кг/час. Внутренняя мощность кон-
денсационной турбины:
Так как мощность, отдаваемая потребителям, в обоих случаях должна
быть одинаковой, то
N? = М
или
Da Gi in) — DK (t'i fK),
откуда
D„ = Dn v—г кг]час. (a)
'1 гк
Кроме того, при раздельной выработке тепла и механической энергии для
удовлетворения теплового потребления во втором случае потребуется еще
ЬтКг)час пара с теплосодержанием iT . Как в первом, так и во втором случае
количество тепла в теплофикационном паре должно быть одинаково. Следо-
вательно:
Dt it — Da in
или
Dt = Dn v- •
lT
Таким образом, расход тепла при комбинированной выработке будет:
= Dn ккал I час, (б)
а при раздельной:
Q2 = D„ i± 4- DT iT = DB i± + Dn iB ккал)час. (в)
Сбережение тепла при комбинированной выработке составит;
AQ — Qa — Qi ~ DB К Dn in Da i^.
Заменив в полученном уравнении DK по уравнению (а) и сделав соответ-
ствующие преобразования, получим:
AQ = Dn iK = Dk iK. (92,1)
Ц — 'к
Если адиабатический теплоперепад в турбине с концевым отбором
4 — int ккал 1кг при внутреннем относительном к. п. д. 7]oin, то
К—'п = (К —г’п()%;п-
199
Для конденсационной турбины при адиабатическом теплоперепаде — iKt
и внутреннем относительном к. п. д. v;oiB :
г’х im — (4 •
Заменяя в выражении (92,1) теплоперепады через адиабатические, полу-
чим:
A Q = 1К. (92,2)
Из выраженной экономии тепла (92,1) и (92,2) видно, что экономия уве-
> личивается с уменьшением гп и int, т. е. с уменьшением противодавления в
отборе и с увеличением 7]oin. Максимальная экономия получается при iat = гк!,
т. е. при использовании тепла сконденсировавшегося пара (вакуумная тепло-
фикация). Однако, вследствие низких параметров, такой вид теплофикации
применяется мало.
Своеобразную разновидность турбин с концевым отбором пара представ-
ляют предвключенные турбины, т. е. турбины, работающие
паром высоких параметров, у которых расширение пара неполное. Пар, рас-
ширившись до сравнительно еще высокого давления, из такой турбины посту-
пает в турбину нормального давления, у которой срабатывается до обычных
конечных давлений.
Предвключенные турбины применяются на уже работающих электростан-
циях с турбинами нормального давления при установке на них котлов высоких
параметров пара. В этом случае пар высокого давления сначала совершает
работу в предвключенной турбине, где его давление при этом понижается до
25—30 ата, и переходит в турбины нормального давления непосредственно или
через промежуточный пароперегреватель.
§ 93. ТУРБИНЫ С ПРОМЕЖУТОЧНЫМ ОТБОРОМ ПАРА
Если режимы работы потребителей механической (электрической) энергии
и потребителей тепловой энергии таковы, что между ними нет соответствия,
то вместо турбины с концевым отбором пара устанавливают конденсационную
турбину с промежуточным отбором пара. Такие паровые турбины могут иметь
регулируемый и нерегулируемый промежуточный отбор пара. При регули-
руемом отборе пара специальными регулирующими устройствами поддержи-
вается постоянное давление, а следовательно, и теплосодержание отбираемого
пара. Современные турбины с отбором пара, за очень редкими исключениями,
имеют регулируемый отбор. Нерегулируемый отбор применяется, главным
образом, при отборе пара на подогрев питательной воды для котлов.
Если для теплофикации пар не требуется, то турбина с регулируемым
промежуточным отбором может работать как чисто конденсационная. При необ-
ходимости максимального отбора пара в такой турбине через часть низкого
давления пропускается минимальное количество пара, необходимое для охлаж-
дения ступеней низкого давления, и работа турбины приближается к работе
турбины с концевым отбором пара.
Турбина с одним отбором пара состоит из двух частей — части высокого
и части низкого давления, между которыми находится перепускной патрубок,
из которого часть пара направляется для теплофикации или нужд производ-
ства, а остальной пар через перепускной регулирующий клапан поступает в
часть низкого давления, а затем в конденсатор. Турбина с двумя отборами
будет соответственно состоять из частей высокого, среднего и низкого давлений,
между которыми производится отбор пара. Аналогична будет и схема турбин
с большим количеством отборов.
С тепловой точки зрения турбина с одним промежуточным отбором отли-
чается от чисто конденсационной турбины тем, что не все поступающее в нее
количество D кг/час пара полностью используется для получения механической
работы, так как поступившее в отбор количество пара £>Отб кг )час в части низ-
200
кого давления турбины работы не выполняет. Чтобы теплофикационная тур-
бина с отбором пара имела ту же мощность, что и чисто конденсационная тур-
бина, в теплофикационную турбину надо добавить £>д пара, который выпол-
нил бы в турбине работу, равную работе отбираемого пара в части низкого
давления. Тогда расход пара в теплофикационной турбине с одним отбором
будет:
£)т = £)к + £)д кг/час, (а)
где £>к— расход пара чисто конденсационной турбиной той же мощности.
Отбираемый пар в части низкого давления мог бы в течение часа выполнить
работу:
N' = квт_цаС' (б).
Добавочный пар, имея теплоперепад i0 — iK, выполнит такую же работу:
N = ——,-------квт-час. (в)
obU ' '
Из уравнений (б) и (в)’гможно написать:
Од Go — *'к) = Дотб (г'отб <к)>
откуда
Од = г°тб—-°отб = i/Дото кг/час,
где у = —2^—— коэфициент отбора, характеризующий теплосиловую цен-
(о (к
ность отбираемого пара.
Подставляя в уравнение (а) значение Од, получаем:
От = Дк 4- £/ПоТб" (93,1)»
Для чисто конденсационной турбины было выведено уравнение расхода
пара (72,1):
Dw = xdgK + (1 — x)dgKN кг/час.
Следовательно, расход пара турбиной с одним отбором в окончательном
виде будет:
От = xdgu Na + (1 — х) dgK N -J- yDm6 кг/час. (93,2)
Аналогично для турбины с несколькими отборами:
От = xdgK Na + (1 - х) dgK N + y'D'^ + y"D^ + y’nD^6 + ..., (93,3)
где: у', if, у'"... — коэфициепты соответствующих отборов,
Оотб, Д'отб. Дотб — количество пара, отбираемого в различных отборах..
Проточная часть турбины может пропускать только вполне определенное
максимальное количество пара £>0Макс кг1час. Поэтому понятно, что у турбины
с промежуточным отбором пара существует вполне определенная зависимость-
между количеством отбираемого пара и развиваемой турбиной мощностью.
Зависимость между максимальным количеством пара, возможным для про-
пуска через турбину, Dоыакс кг /час, количеством отбираемого пара £>0Тб кг/час
и возможной при этом отборе мощностью Ng кет может быть выражена анали-
тически и графически. Пусть:
Оккг/час — расход пара через часть высокого давления (ч. в. д.), часть низ-1
кого давления (ч. н. д.) и конденсатор (сквозной поток),
Оотб — расход пара через ч. в. д. и в отбор (отбираемый пар в кг/час)
для турбины с одним отбором пара,
Hi — полезный (фактически использованный) теплоперепад в ч. в. д.
(в ккал /кг),
201:
Н*1 — полезный теплоперепад в ч. н. д. (в ккал /кг),
— полезный теплоперепад для сквозного потока пара (в ккал /кг).
Тогда внутренняя мощность, выработанная в ч. в. д. паром, поступающим
затем в отбор,
Внутренняя мощность, выработанная в ч. в. д. и ч. н. д. сквозным потоком
лара, поступающим в конденсатор,
Полная внутренняя мощность турбины при отборе
+ N" = квт. (93,4)
Электрическую мощность Na можно выразить, как разность внутренней
мощности и мощности холостого хода Nxx, которую при заданых значениях
и "1г можно определить по уравнению:
N™ — Ni ном Nа ном — Ni ном Ni ном т)м т)г — Ni ном (1 т]г) квт.. (93,5)
Электрическая мощность турбины
Na^Ni~N„. = 8g0K ’ ~NXX квт. (93,6)
Уравнение (93,6) можно преобразовать для отдельных частных режимов
работы турбины.
1. Турбина на холостом ходу. Мощность, затрачиваемая на холостой ход,
при этом по уравнению (93,5) будет:
Nxx =Л^гном(1 — ^)м^г) Квт.
2. Турбина работает с концевым отбором пара. При этом £>отб = Do макс,
а £)к = 0. Развиваемая при этом мощность
№э!0НЦ = ^860— - Л/хх Квт. (93,7)
3. Чисто конденсационный режим £>0то = 0. Развиваемая при этом мощ-
ность
МГя = ^--ЛГхх квт. (93,8)
4. Через конденсатор пропускается минимальное количество пара DK мин,
остальной пар направляется в отбор. При этом режиме мощность
дгКонд. мин_ Рцмин^г + ^отб^г а^к + ^отб м _ /по п\
Л'э =•--------------860---------^хх =--------860------------Nxx Квт, (93,9)
где а =0,1 4- 0,25 — коэфициент, указывающий минимально необходимую
долю расхода пара через конденсатор.
5. От турбины производятся различные по величине отборы пара:
Dqt6, Dox0, и т. д. В этом случае через конденсатор проходит пара
7)к = Do макс Оотб кг/час
и, следовательно, при промежуточном отборе £>0^б мощность турбины
Л/э —-----------8go——------------Nxx квт. (93,10)
Это уравнение можно преобразовать, раскрыв скобки и заменив Hi —
— Hi = Hi . Тогда
Г) Z7 _. Т~)^ 14*
\tN *0 макс ni ^отбпг »Г ~
н3 =--------=0------------NXX квт. (93,11)
202
§ 94. ДИАГРАММА РЕЖИМОВ ТУРБИНЫ С ПРОМЕЖУТОЧНЫМ ОТБОРОМ
Определение мощности турбины по формулам (93,7) — (93,11) во всех
случаях не представляет особых затруднений, но удобнее зависимость Na от
£>отб представить графически. Для этой цели строят диаграмму режимов тур-
бины с промежуточным отбором С Диаграмма режимов работы турбины строит-
ся следующим образом (рис. 173). По оси абсцисс в определенном масштабе
откладывают мощность Na = Nf — Nxx кет, а по оси ординат — расход пара
через турбину Do кг]час. Начало координат, точка О, соответствует Na = О,
т. е. холостому ходу турбины. Величину мощности Nxx, затрачиваемой на
Рис. 173. Диаграмма режимов турбины с промежуточным отбором пара.
холостой ход, откладывают по оси абсцисс влево от начала координат. На диа-
грамму наносят линии, выражающие различные режимы работы турбины по
соответствующим уравнениям.
На рис. 173 построена диаграмма режимов турбины с промежуточным отбо-
ром. Турбина работает паром р0 = 15 ата, t0 = 350° С. Отбор пара произво-
дится при ротб = 5 ата. В конденсатор пар поступает при рк — 0,05 ата и
х = 0,88. Ступени высокого давления турбины рассчитаны на максимальный
пропуск пара О0Макс= 12000 кг {час. Максимальный расход пара через конден-
сатор £)н макс = 8000 кг /час. Коэфициенты:
г/ =0,96, т) — 0,9, т] т = 0,86, а = 0,2.
М > ’ «г 7 *М ‘Г
На is диаграмме находим: i0 = 751 ккал 1кг; iK = 542 ккал /кг; 1вТъ=
= 697 ккал 1кг. Следовательно:
Hi = 751 — 542 = 209 ккал/кг,
Hi = 751 —-697 = 54 ккал]кг,
Hi = 697 — 542 = 155 ккал [кг.
1 Аналогично строят и диаграмму режимов паровой машины с промежуточным отбором
(см. § 44).
203
lit
1. Внутреннюю мощность при чисто конденсационном режиме, т. е. при
Ок макс = 8000 кг/час, находим по формуле:
дгконд _ Рк макс Hj _ 8000X209 _ .q
**г ном — 86Q — 860 — п-оШ.
Эта мощность является максимальной длительной мощностью турбины, т. е.
ее номинальной мощностью.
2. По уравнению (93,5) находим мощность холостого хода:
Л\х = Ni ном (1 — т]м т]г) = 1944 (1 — 0,86) = 272 кет.
Откладываем по оси абсцисс влево от начала координат отрезок
ООг = = 272 кет.
3. Находим электрическую мощность при чисто конденсационном ре-
жиме :
№ = № -Nxx = 1944-272 = 1672 кет.
Так как этой мощности соответствует расход пара 8000 кг /час, то по коорди-
натам DK Макс = 8000 кг/час и Ng ном= 1672 кет находим точку К- Соединяя
точки и К., получаем линию, характеризующую чисто конденсационные
режимы работы турбины (приближенно предполагая, что расход пара и мощ-
ность турбины находятся в прямо пропорциональной зависимости).
Линия О1/( отсекает на оси ординат отрезок Ох, выражающий расход пара
на холостой ход
Dxx = 1,12 т/час = 1120 кг/час.
4. При концевом отборе пара (противодавлении) без пропуска пара в
конденсатор
Do Макс = 12 т/час = 12 000 кг/час.
По уравнению (93,7)
дщонц = ч макЛ»__ = ll^b<54 — 272 = 481 Квт.
Находим точку г0, соответствующую Do макс = 12 т/час и Ng = 481 квт.
Соединяя точку гос точкой О1г получаем линию О1г0, характеризующую режимы
работы с концевым отбором. Необходимо отметить, что эти режимы являются
предельными теоретически, так как без минимального пропуска пара через
ч. н. д. в конденсатор турбина работать не может.
5. При работе без отбора и минимальном расходе пара через конденсатор
DK мин = а£>кмапс = 0,2 х8000 = 1600 кг)час. По уравнению (93,9), подставляя
£)0то = 0, получаем:
«гкопд мин ^кмин^г 1600 X 209 ...
=-------860--= — 860 --------- 272 = 117 квт.
Так как эта мощность получается при чисто конденсационном режиме,
то точка /<0, соответствующая £>Кмин= 1,6 m/час и Ng = 117 квт, лежит на
прямой О1К.
6. При практически наибольшем возможном отборе пара
£>о?0М = £>0 макс — DK мин = 12 000— 1600= 10 400 кг/час.
Мощность по (93,11)
• гмакс Ч макс Ч Что 12000x209—10400x155 __п
Л'эотй =-------ggQ----------Nxx =-----------ggg--------- 272=770 квт.
Находим точку ту , соответствующую практически максимально возмож-
ному отбору пара 10 400 кг/час при минимальном пропуске в конденсатор
1600 кг/час. Линия ту f(0 выразит режимы работы с максимально возможным
204
отбором пара. На линии roOj находим точку , соответствующую расходу
пара 10 400 кг /час = 10,4 m/час. Соединяя точки/Cj и /), получаем линию
режимов при отборе 10,4 т]час и при пропуске в конденсатор минимально
допустимого количества пара.
7. Построим несколько линий для режимов при различных отборах пара:
а) Если £>отб = 10 т!час= 10 000 кг)час, то по уравнению (93,11)
д^отб 10 = 12 000x209- 10000x155 __ = 842
oOv
Этой мощности соответствует точка гп. На линии концевого отбора DK = 0
находим точкуКц, соответствующую отбору 10 т]час, и соединяем ее с точкой
гп. Эта линия выразит режимы при отборе пара 10 т]час и при различном ко-
личестве пара, пропускаемого через ч. н. д. и конденсатор от
DK = 0 до DK = 12 000 — 10 000 = 2000 кг/час.
б) При Dot6 = 9 mjчас = 9000 кг/час находим:
ДТтб 9 _ 12 000 x 209 - 9000х 155 __ 272 = 1022 кет
и аналогично строим линию /Сшг1п режимов при отборе 9 т/час и различном
количестве пара, пропускаемого через ч. н. д. и конденсатор.
в) При £)Отб = 8 т/час = 8000 кг/час получаем = 1203 кет.
Для этого режима строим линию Kiv пу.
г) Продолжая аналогичные расчеты и построения, находим:
Д^°тб 7 = 1383 кет-, Л'?тб 6 = 1563 кет; 5 = 1743 квт\
С*5 4 = 1924 кет; 3 = 2104 квт\ Nf62 = 2284 кет-,
/У”™ = 2465 кет.
Находим максимально кратковременную мощность турбины Na макс —
= 1,25Л/ЭНОМ = 1,25 X 1672 — 2090 кет и проводим ординату СЕ, огра-
ничивающую мощность турбины при любых режимах. Из анализа построен-
ной диаграммы следует, что нормально возможные режимы работы турбины
лежат между линией КогТ и линиями К0КВ. Режимы, лежащие под линией
OjK, неосуществимы из-за несоответствия между мощностью и расходом
пара.
Режимы, лежащие между линиями КВ и LE, осуществимы кратковременно,
так как мощность при таких режимах будет больше номинальной.
Режимы, лежащие в области, ограниченной линиями roMxKori, хотя и
возможны, но при их осуществлении через конденсатор пропускается недоста-
точное количество пара, меньшее Z)K мин, что приводит к ненормальной, недо-
пустимой работе турбины. Режимы, лежащие левее линии Мх, неосуществимы,
так как развиваемая внутренняя мощность меньше мощности холостого хода.
Пользуясь построенной диаграммой режимов, можно решать вопросы:
1. Какой отбор возможен при заданной мощности и заданном полном расхо-
де пара. Например, если задано N3 = 1200 кет; Do — 9 т'час. Построением по
указанным координатам точки Р определится, что возможен отбор до
Мпб = 4,0 m'i4ac.
2. Если задан отбор £)Отб = 5 m/час при мощности Na = 1550 кет, то
можно определить полный расход пара через турбину. Для этого необходимо,
зная абсциссу Na = 1550 кет, найти на линии £>Отб = 5 m/час точку К и опре-
делить, что полный расход пара Do ~ 11,2 т {час.
3. Если задан полный расход пара Do = 10 m/час и отбор пара £>оТб=
= 2 m/час, то можно определить мощность турбины. Находим N3 — 1800 кет.
Точка S лежит правее линии АВ, значит развиваемая при этом режиме мощ-
ность турбины более номинальной. В самом"1 деле, Л?ЭНом= 1672 кет, а рассмат-
риваемая мощность N3 = 1800 кет.
205
При построении диаграммы режимов было принято т;м = const и т]г= const.
Такое допущение не совсем соответствует действительности, так как при пере-
менных режимах т; и т]г не остаются постоянными, и в действительности все
линии режимов на диаграмме будут выражаться не прямыми, а кривыми ли-
ниями.
На рис. 174 дана диаграмма режимов работы турбины АП-6. Из приве-
денной диаграммы видно, что только линия АВС заметно отличается от прямой
АС, и поэтому построение диаграммы при допущении, что т;м и т]г постоянные,
для расчетов, не требующих большой точности, вполне возможно и к значитель-
ным ошибкам не приводит.
§ 95. ТУРБИНЫ С ОТБОРОМ ПАРА ДЛЯ РЕГЕНЕРАЦИИ
Хотя по установившейся терминологии турбины с отбором пара для реге-
нерации и не относятся к турбинам теплофикационным, но по характеру тепло-
вого процесса они сходны с конденсационными турбинами с промежуточным
отбором пара. Различие заключается только в том, что теплофикационные тур-
бины отобранный пар и содержащееся в нем тепло отдают, как говорят, «на
сторону», а турбины с отбором пара для регенерации тепло отбираемого пара
используют «для себя», т. е. на месте, на станции для подогрева питательной
воды, поступающей в котел. Турбины с отбором пара для регенерации могут
быть как с теплофикационным,так и без теплофикационного отбора. Регенера-
тивный цикл, по которому работают эти турбины, имеет очень высокий терми-
ческий к. п. д., практически приближающийся к к. п. д. идеального цикла.
Образцовый цикл, рассмотренный в теории паровых машин (см. рис. 7,
стр. 16) принимается в качестве образцового и для паровых турбин. В коорди-
натах Ts этот цикл (рис. 175) изображается замкнутой линией 1—2—3—4.
Линии АВ и CD представляют собою нижнюю и верхнюю пограничные кривые.
206
Как известно из термодинамики, к. п. д. такого цикла меньше, чем к. п. д.
идеального цикла, изображенного для тех же пределов температур линией
1—2—5—4. Однако идеальный цикл не принят в качестве образцового для*
паровых двигателей вследствие того, что для адиабатического сжатия 5 — 4
пароводяной смеси, находящейся в цилиндре в точке 5 (где конденсация пара
еще не окончилась), потребовалось бы создание специального компрессора,
которого в реальной паросиловой установке нет. Надо напомнить, что хотя
площадь образцового цикла 1—2—3—4 больше, чем площадь идеального цикла
1—2—5—4, но к. п. д. его меньше потому, что площадь К—3—2—N, характе-
ризующая тепло,-отданное холодильнику, тоже больше, чем аналогичная пло-
щадь L—5—2—N в идеальном цикле, причем непропорционально больше..
Рис. 175. Регенеративный цикл
в Ts-системе координат.
Рис. 176. Схема паротурбинной уста-
новки, работающей по регенератив-
ному циклу.
Регенеративный цикл паровой турбины, у которой осуществляется не-
прерывный постепенный отбор части тепла пара в процессе его расширения,
теоретически изображается линией 1—6—3—4. Если производить отбор тепла
так, чтобы линия 1—6 была эквидистантна (т. е. равноудалена) линии 4—3, то
легко доказать, что площадь регенеративного цикла 1—6—3—4 равна пло-
щади идеального цикла /—2—3—4, причем и площади К—3—6—М и L—5—2—
—N, характеризующие потерянное тепло, также равны. Очевидно, что и терми-
ческий к. п. д. регенеративного цикла равен к. п. д. идеального цикла.
Осуществить непрерывный отвод тепла при расширении пара конструк-
тивно трудно, поэтому регенеративный цикл осуществляется в результате
нескольких последовательных адиабатических расширений, в конце которых
производится частичный отвод тепла. Расширение пара в таком упрощенном
регенеративном цикле выразится не кривой 1—6, а ступенчатой линией
laa-ibbycc-fi. Чем больше будет произведено отборов (ступеней), тем ближе
к. п. д. регенеративного цикла будет к к. п. д. идеального цикла.
Схема паротурбинной установки, работающей по упрощенному реге-
неративному циклу с двумя отборами для подогрева конденсата, питаю-
щего котел, показана на рис. 176. Пар из котла ПК при давлении р0 и при тем-
пературе t0 поступает в турбину. Пройдя ступени высокого давления, часть-
пара при давлении рг отбирается в подогреватель Остальной пар в ко-
личестве У—aj проходит ступени среднего давления и часть его <ха при давлении
р2 отбирается в подогреватель П2. Через часть низкого давления проходят
ак = 1 — — «з пара, который уходит в конденсатор К при давлении рк.
Конденсат из конденсатора насосом Н подается последовательно через подо-
греватели П2 и Пг в котел. В каждом из подогревателей конденсат нагревается
до температуры насыщения, соответствующей давлению греющего пара, ко-
торый конденсируется и смешивается с обогреваемым конденсатом. Таким
207
образом, из подогревателя П1 выходит столько же подогретого конденсата,
сколько пара вошло в турбину из котла. Обозначив:
г0 — теплосодержание пара при входе в турбину (в ккал 1кг),
— теплосодержание пара при выходе из ступеней высокого
давления (в ккал /кг),
i2 — теплосодержание пара при выходе из ступеней среднего
давления (в ккал /кг),
iK — теплосодержание пара при выходе из ступеней низкого дав-
ления (в ккал 1кг),
z(, i'2, — теплосодержание конденсата при выходе из первого и вто-
рого подогревателей и из конденсатора (в ккал /кг),
hA — 1г — z' — теплоперепад греющего пара в подогревателе П1 ккал /кг,
h2 = i2— i2— теплоперепад греющего пара в подогревателе П2 ккал /кг,
h{ = z' — г' — повышение теплосодержания конденсата в подогревателе
П1 ккал /кг,
h'„ = z'— iK— повышение теплосодержания конденсата в подогревателе
П2 ккал /кг,
можно написать:
77х = hr + h{ = z'j — z’a и H2 = h2 -f- h', = i2 — i„.
Соответственно уравнения тепловых балансов подогревателей будут:
в подогревателе TJj
— (1 — «1)7^,
откуда количество пара в первом отборе
й,’ h,
ai =-------7 = yr; (95,1)
1 h1+hl v '
в подогревателе П2
СС2/т2 — Ctj{/l2 '—* (1 ’ c^i — ocg) 7^2 >
(95,2)
исходя
откуда количество пара во втором отборе
_ Й2(1— °1) /lj
2 Л2 + h'2 Нг \ hi+h// Н* Н*
Термический к. п. д. регенеративного цикла можно определить,
из следующих соображений. В турбину входит 1 кг пара с теплосодержанием
i0, но не все его тепло превращается в работу, так как в первый отбор кг
пара уносят с собою x1i1 ккал тепла, во второй отбор — a2i2 и, наконец, уходит
неиспользованным в конденсатор aKzK ккал тепла. Следовательно, в механи-
ческую работу может превратиться
i0 — ajZ'i — a2i2 — aKzK ккал/кг.
В котле тратится тепло на превращение в пар конденсата, выходящего из
подогревателя
равно z0 — zj.
будет:
771 с теплосодержанием i2. Количество этого тепла на 1 кг пара
Следовательно, термический к. п. д. регенеративного цикла
г0 al(l a2[2 “к^К
^тр /
Io — Il
22. В паротурбинной установке осуществлен регенеративный подогрев
питательной воды (конденсата) при двух отборах. Начальные параметры пара: рв = 29 ата,
t0 = 400° С. Конечное давление пара рк = 0,05 ата. Отбор производится при давлениях:
Pi = Ю ата и р2 = 2,6 ата. Определить термический к. п. д. регенеративного цикла.
По is диаграмме определяется 1Л — 771 ккал!кг, t\ = 705 ккал/кг, i2 = 640 ккал/кг,
iK= 576 ккал!кг. По таблицам водяного пара i/ = 181 ккал/кг, i2 — 129 ккал/кг, i’ =
= 81 ккал/ке.
Пример
(95,3)
208
Tot-да
fti = 4 — i'l — 705 — 181 = 524 ккал!кг-,
h2 = i2 — i2 = 640 — 129 = 511 ккал!кг‘
hr = Z, — 4 = 181 — 129 = 52 ккал!кг-,
h2 = i2 — i’K = 129 — 81 = 48 ккал!кг-,
Й1 = fti + h’2 = 524 + 52 = 576 ккал/кг;
H2= Л2 + b2 — 511 + 48 = 559 ккал! кг.
В первый подогреватель из каждого кг пара, вошедшего в турбину, отбирается
«1 = 1 - -Д- =0,09 кг/кг-
Во второй подогреватель н2 йх 48 х 524 п , Н2 ~ 559 X 576 “ °’078 Кг,Кг‘
В конденсатор поступает пара
ак = 1 — 0,09 — 0,078 = 0,832 кг/кг.
Термический к. и. д. регенеративного цикла
‘о — «14 —• агЬ — ак iK т1тр .' = <9—11 771—0,09 x 705 — 0,078 x 640 — 0,832 x 576 771 - 181 " =
Термический к. н. д. обычного нерегенеративного цикла был бы
«о —гк 711 — 576
Т'г~ “711—81 = 0.283.
*0 *к
К. п. д. регенеративного цикла оказался выше, чем к. п. д. обычного цикла на 6,7%.
Объясняется это следующим. От рабочего пара было отобрано и не превращено в механи-
ческую работу
“1 («1 — 'к) + аг (‘г — У “ °*09 С705 — 576) + °-078 <640 ~ 576> = 1б’6 ккал!кг.
В то же время отдано котлу
(io — Z^) — (z0 — Zj) = 690 — 590 = 100 ккал/кг,
т. е. потери тепла, не превращаемого в работу, значительно меньше (абсолютно и относи-
тельно) чем экономия тепла, затрачиваемого на парообразование. Это объясняется тем, что
теплота отбираемого пара при регенеративном цикле используется в подогревателе пол-
ностью, включая теплоту парообразования, тогда ка.к в механическую работу превратилась
бы лишь часть тепловой энергии пара.
Так как с увеличением числа отборов и подогревателей ломаная laajbbtfc-,6
приближается к кривой 1—6 (рис. 175), то экономия от регенеративного по-
догрева тем больше, чем больше число отборов в регенеративные подогрева-
тели, однако с увеличением числа подогревателей прирост экономии умень-
шается. Так, при параметрах, разобранных в примере 22, размер экономии
(в процентах) был бы следующий:
при 1 подогревателе................5,3
» 2 подогревателях...............6,7
» 3 » .............7,6
>4 » .............8,2
>5 > ...........8,6
Увеличение числа подогревателей усложняет установку, поэтому прак-
тически применяются от 2 до 5, в редких случаях до 6 подогревателей. Число
подогревателей берется тем больше, чем выше начальные параметры пара.
Для определения наивыгоднейшего давления отбираемого пара надо
разделить адиабату расширения (в is диаграмме) на такое число равных частей,
и ин
209
которое на единицу больше, чем число подогревателей. Проходящие через
точки деления изобары будут соответствовать наивыгоднейшим давлениям
отборов.
Регенеративные подогреватели могут быть смешивающие и поверхностные.
Смешивающие термодинамически выгоднее, но вследствие конструктивных
и эксплуатационных соображений применяются почти исключительно поверх-
ностные подогреватели. При смешивающих подогревателях нельзя подавать
воду в подогреватели общим напором одного питательного насоса, так как в
разных подогревателях должны быть разные давления воды и пара. Поэтому
при смешивающих подогревателях необходимо иметь число насосов не менее
числа подогревателей, что в эксплуатационном отношении неудобно и мало
надежно.
Применение регенеративного подогрева благоприятно отражается на раз-
мерах рабочих лопаток. Благодаря отбору пара из промежуточных ступеней,
последние ступени пропускают уменьшенное количество пара. Следовательно,
лопатки последних ступеней можно выполнять не такими высокими, как в
турбинах, работающих без отбора пара, что позволяет увеличить предельную
мощность турбины и повышает надежность ее эксплуатации.
Задания для самостоятельною выполнения
1. Определить расход пара в турбине с концевым отбором пара, у которой свежий
пар имеет давление 30 ата и температчру 400е С. Мощность турбины 6000 квт. Противо-
давление в отборе 6 ата. Механический к. и. д. турбины тг]м = 0,90, к.п.д. генератора
к]г = 0,945. Отв.'. D — 3780 кг/час.
2. Определить расход пара турбиной с двумя отборами, если параметры свежего пара:
ра = 29 ата, 10 = 400° С. При выпуске в конденсатор давление пара р2 = 0,05 ата, при
степени сухости х — 0,9. Отбор пара производится при давлениях ротб = 8 ата и ротб =
— 2 ата. Турбина работает с нагрузкой Ай, == 10 000 квт при номинальной мощности Л'ио.м=
= 12 000 квт. Удельный экономический расход пара <1ЛК— 6,5 кг!квт-час, коэфициент холо-
стого хода 0,06. Первый отбор пара = 38 m/час, второй отбор D = 30 т!час.
Отв.-. D-t = 101,7 т/час.
3. Построить диаграмму режимов турбины с промежуточным отбором по следующим
данным. Турбина работает паром р,, = 17 ата при t„ = 360 °C. Отбор пара производится
при /?отб = 6 ата. В конденсатор пар поступает при р„ = 0,04 ата и степени сухости х =
= 0,89. Ступени высокого давления рассчитаны на максимальный пропуск пара Do маис =
= 14 m/час. Максимальный расход пара через конденсатор Dk макс = 9000 кг/час. Коэфици-
енты т]м = 0,97; ?)г = 0,9; а = 0,2.
§ 96. ТУРБИНЫ МЯТОГО ПА"*А, ДВУХ ДАВЛЕНИЙ
И АККУМУЛЯТОРНЫЕ
Возможность выдерживать значительные перегрузки и менять направление
вращения создала для поршневых паровых машин довольно широкую область
применения в стационарных и транспортных установках небольших и сред-
них мощностей. Однако большинство специальных паровых машин работает
без конденсации, с выпуском пара при давлении не ниже 1,1 ата. Целесообразно
пар, отработавший в таких машинах, использовать в конденсационных тур-
бинах, где пар при совершении работы понижал бы давление до р2 = 0,05 ата.
Такие турбины, использующие мятый пар, всегда чисто конденсационные и
носят название турбин мятого пара.
В быстроходной паровой машине высокого давления потери на начальную
конденсацию вообще невелики, а потери на пропуски при работе с большим
противодавлением тоже незначительны, и паровая машина, перерабатывающая
теплоперепад в области высоких давлений, будет иметь более высокий к. п. д.,
чем часть высокого давления паровой турбины, перерабатывающей тот же
теплоперепад. В части низкого давления более выгодной окажется конденса-
ционная паровая турбина, так как паровые машины не могут работать с таким
глубоким разрежением в конденсаторе, как турбины. Такие машинно-турбинные
установки небольшой и средней мощности находят себе применение как судо-
210
вне двигатели. Здесь применение такой установки особенно целесообразно,
так как наличие части двигателя, работающего как паровая машина, позволяет
осуществлять реверсирование без установки специальной турбины заднего
хода. В такой комбинированной установке расход пара снижается на 15—20%
по сравнению с турбинной установкой такой же мощности и работающей па-
ром тех же параметров.
Применение таких комбинированных установок целесообразно не только
в качестве судовых двигателей, но ив других установках небольшой и средней
мощности, в особенности там, где требуется реверсирование, например, на
паровых локомотивах (паротурбовозах).
Переменные режимы работы первичных установок часто вызывают зна-
чительные колебания в поступлении пара в турбину мятого пара и делают
ее нормальную работу затруднительной. Чтобы избежать зависимости работы
турбины мятого пара от режима работы паровой машины, между турбиной и
первичной установкой вводят иногда паровой аккумулятор или к турбине
мятого пара добавляют часть высокого давления, работающую свежим паром
в случае недостаточного количества мятого пара. В первом случае получается
аккумуляторная турбина, а во втором — турбина двух давлений.
Аккумуляторная турбина применяется также и на таких производствах,
где пар расходуется на технологические цели и режим потребления пара для
этих целей переменный. При минимальном расходе технологического пара избы-
ток его аккумулируют и он может из аккумулятора направляться либо в тур-
бину, либо на производство.
Сущность процесса аккумулирования заключается в том, что в замкнутом
резервуаре вода нагревается паром, давление в аккумуляторе по мере на-
гревания воды повышается до конечного зарядного давления ,озар и вода при-
обретает температуру, соответствующую этому давлению — /зар.
При разрядке аккумулятора, когда начинается отбор пара, давление по-
нижается и начинается парообразование. Этот процесс происходит при пони-
жающемся давлении. Пар отбирается до тех пор, пока давление не понизится
до давления разряда рраз. Обычно колебания давления бывают в пределах
от Рзар = 12 — 15 ата до рраз = 1,5 — 3 ата.
В результате потерь тепла через стенки аккумулятора, при разрядке
при том же давлении, что и при зарядке, он сможет выделить несколько мень-
шее количество пара, чем получил при зарядке, и поэтому уровень воды в
аккумуляторе после разрядки окажется несколько выше, чем был до зарядки
при том же давлении.
Турбины мятого пара, работающие паром низкого давления, отличаются
от конденсационных турбин только отсутствием части высокого давления.
Число ступеней турбин мятого пара выбирается в зависимости от желатель-
ного к. п. д. и числа оборотов и обычно не превышает пяти. Турбины мятого
пара, имеющего большой удельный объем, строятся с большой высотой лопа-
ток и большими размерами паровпускных органов.
В промышленности находят применение турбины двух давлений, работаю-
щие мятым и свежим паром. Свежий пар подводится к турбине при недостатке
мятого пара, в противном случае подвод свежего пара прекращается и турб; на
переходит на работу только мятым паром. Полная мощность турбины разви-
вается при работе только мятым паром.
Чтобы обеспечить устойчивый к. п. д. при изменениях состояния и коли-
чества пара, число ступеней в турбинах двух давлений обычно невелико.
§ 97. ОБЗОР СУЩЕСТВУЮЩИХ КОНСТРУКЦИЙ ПАРОВЫХ ТУРБИН
Современные одноступенчатые турбины строятся, главным образом, не-
больших мощностей. На рис. 177 представлен разрез, а на рис. 178 вид сверху
такой турбины мощностью 30 эфф. л. с. при 20 000 об/мин. Пар поступает
в турбину через стопорный клапан /, фильтр 2, и через дроссельный клапан
3 проходит в сопловую камеру 4, из которой поступаете конические расниря-
14*
2.11
ющие сопла (на рис. 177 сопла вразрез не попадают). Расширившись в соплах,
пар поступает на рабочие лопатки 5, сидящие на турбинном диске 6. Отрабо-
тавший пар через кольцевую полость 7 выходит в выпускной патрубок 8.
Сопла управляются от руки вентилями 9. Вал турбины гибкий, имеющий
лнр = 3600 об/мин, лежит в подвижных подшипниках 10 и 11, имеющих ша-'
ровые опоры. С валом генератора или приводимого механизма вал турбины
соединяется редуктором 12.
Рис. 177. Разрез одноступенчатой турбины мощностью 30 эфф. л. с.
Одноступенчатые турбины выполняются мощностью от 1,5 до 500 квт.
Число оборотов турбинного вала малых турбин 30 000 в минуту. У турбин
мощностью 6 4- 20 квт « = 20 000 об/мин, мощностью 25-у 50 квт п —
— 15 000 об/мин и при большей мощности п ~ 10 000 об/мин. Зубчатые ре-
дукторы выполняются с передаточными числами от 10 : 1 до 15 : 1. Средний
диаметр диска турбин, в зависимости от мощности, 100 — 900 мм. Турбины
могут работать как насыщенным, так и перегретым паром с выхлопом в атмо-
сферу или выпуском в конденсатор при давлении 0,08 ата Удельный расход
пара у турбин небольшой мощности при работе насыщенным паром с выхлопом
в атмосферу 25—ЗЗкг/квт-час. У более мощных турбин, работающих перегретым
паром с выпуском в конденсатор, удельный расход пара 10—20 кг]квт-час.
Относительный эффективный к. п. д. в зависимости от мощности, рода пара и
наличия или отсутствия конденсации колеблется в пределах rjoe = 0,28—0,58.
Сопла у турбин бронзовые. Число сопел в зависимости от размеров тур-
бины от 2 до 15. Рабочее колесо выполняется гиперболического сечения в
виде диска равного сопротивления из кованой стали. Уплотнения вала при
выхлопе в атмосферу отсутствуют. Подшипники смазываются капельными мас-
ленками или лубрикаторами. Турбины повышенной мощности имеют смазку
под давлением.
212
Для привода генераторов небольшой мощности (0,5 4- 25 Kent) применяют
однодисковые турбины с двумя или тремя ступенями скорости и двукратным
или трехкратным подводом пара радиальным (рис. 112) или осевым (рис. 113).
В этих турбинах пар через сопло 1 поступает на рабочие лопатки 2, совершив
работу на которых, он выходит в канал 3 вторичного подвода пара, откуда
снова направляется на рабочие лопатки и т. д. Турбины такого типа рассчи-
таны на работу насыщенным паром при давлении 10—15 ата и противодавлении
около 1,5 ата. Число оборотов обычно 3000—3500 в минуту. Удельный расход
пара у турбин подобного типа очень велик и достигает при мощности до 1 кет
100 кг/кет-час. В более крупных турбинах удельный расход пара снижается
до 38—42 кг!квт-час.
Подобного типа турбогенераторы для освещения поездов, мелких судов и
крупных экскаваторов строит завод «Ревтруд» в Тамбове.
Рис. 178. Вид сверху одноступенчатой турбины мощностью 30 эфф. л. с.
Типичной турбиной со ступенями скорости является турбина Невского
завода имени Ленина АР-0,625 (рис. 114). Турбина работает паром 12 ата,
325° С с противодавлением 4,5 ата. Эта турбина — двухступенчатая и имеет
двухвенечный диск скорости 4, насаженный на жесткий вал 2. Регулирование
турбины сопловое, она имеет пять групповых клапанов 9, от каждого из кото-
рых пар подводится к отдельной группе сопел 7. Уплотнения 3 и 10 турбины
лабиринтовые. Передний подшипник И комбинированный, упорно-опорный.
Отработавший пар выходит через патрубок 14.
Турбины со ступенями скорости, в основном, строятся как вспомогательные
при небольших и средних мощностях до 700—800 кет, хотя в отдельных слу-
чаях мощность таких турбин доходит до 2000 кет. Невский завод имени Ленина
строит подобного рода турбины мощностью от 40 до 625 кет. В табл. 15 приве-
дены основные данные об этих турбинах.
Московское отделение Центрального котло-турбинного института закан-
чивает проектирование турбин АК-0,75 и АР-0,75, имеющих двухвенечный
диск скорости. Турбины рассчитываются на начальные параметры пара 35 ата
и 435° С. Проект предусматривает два варианта турбин с 6000 и 9000 об/мин.
В турбинах применен редуктор, снижающий число оборотов турбинного
вала до 3000 в минуту у генератора.
Проектируются подобного типа турбины и на мощность 300 кет.
213
Таблица 15
Основные данные о турбинах со ступенями скорости Невского завода имени Ленина
Тип турбины Мощность (в квт) Число об/мин । Число венцов Начальные параметры пара Расход пара 1 Вес установки (В т) Примечание
давление (в ата) t° С ПОЛНЫЙ (в кг/час) удельный (В кг 1 квт- час)
АР-0,04 40 1500 3 29 400 1030 26,2 1,6 Без редук-
АР-0,14 140 1500 3 13 325 3950 28,2 2,0 >
АР-0,14 140 1500 3 29 400 3280 23,5 2,0 >
АР-0,25 250 4500/730 3 13 325 5000 20,0 3,1 С редук- тором
АР-0,25 250 4500/730 2 29 400 3850 15,4 3,0
АР-0,625 625 3000 2 12 325 14500 23,2 10,5 Без редук- тора
Турбины средних и повышенных мощностей, как уже указывалось, строят-
ся многоступенчатыми и чаще всего комбинированными. Для средних мощ-
Рис. 179. Турбина АК-4 Кировского завода.
ностей обычно применяют двух- и реже трехвенечный диск скорости в качестве
регулирующей ступени, а затем несколько активных ступеней давления.
Ленинградский завод имени Кирова строил подобные турбины номиналь-
ной мощностью 3000 кет при 3000 об/мин типа АК- Начальное давление
пара 16 ата при 350° С. Удельный расход пара при номинальной мощности
составляет 5,5 кг {квт-час. Турбина состоит из двухвенечного диска скорости и
четырех активных ступеней давления. Турбина имеет пять групповых клапанов
214
для соплового регулирования и отбор пара для регенерации после первой
регулирующей ступени. В настоящее время вместо этой турбины выпускается
подобная же турбина АК-3,5 для повышенных параметров пара.
Невский завод имени Ленина строит турбины на 4000 кет при
начальном давлении пара 29 ата и 400° С с 5000 об/мин. К числу подобных
турбин относится бесподвальная турбина (АК-4) Кировского завода в
Ленинграде (рис. 179). Турбина активная, одноцилиндровая, бесподвальная,
имеет двухвенечный диск скорости и 9 активных ступеней давления. Число
оборотов вала турбины 5000 в минуту понижается редуктором до 1000 об/мин.
Диски насажены на вал в горячем состоянии. Турбина имеет комбинированное
лабиринтовое и гидравлическое уплотнения со стороны высокого давления, а
со стороны низкого давления — гидравлическое. Для подогрева питательной
воды производится отбор пара при 5 ата из камеры за седьмой ступенью в
количестве 17—25 т/час. Удельный расход пара следующий:
при нагрузке номинальной . . . 5,40 кг/квт-час;
» » 80%...............5,28 кг/квт-час (экономическая
нагрузка);
» » 60%...............5,60 кг/квт-час;
» » 40%...............6,17 кг/квт-час.
Вес турбины с конденсатором и редуктором 36 тонн.
Бесподвальпые турбины других типов строились в СССР до 1937 года на
заводе имени Кирова, а затем их производство было передано Невскому за-
воду имени Ленина. Основные данные этих турбин следующие.
Турбина АП-2,5-1 имеет мощность 2500 кет при 5000/1000 об/мин. Отбор
пара для регенерации производится при давлении 5 ата в количестве 14—
—20 т/час. Удельный расход пара при номинальной мощности без отбора состав-
ляет 6,41 кг 1квт-час. С отбором 20 т 'час удельный расход пара 11,85 кг/квт-час.
При экономической мощности без отбора удельный расход пара 6,38 кг/квт-час,
при отборе 14 m/час удельный расход пара 11,34 кг/квт-час. Расход охлаждаю-
щей воды 1400 я3/час.
Турбина АП-6-1 мощностью 6000 кет при 3000 об/мин (рис. 180) имеет
двухвенечный диск скорости, 6 активных ступеней давления, камеру отбора,
затем один двухвенечный диск скорости и 10 активных ступеней давления.
Расход охлаждающей воды 1900 мя/час. Данные о расходе пара приведены
в табл. 16.
Таблица 16
Расход пара турбиной АП-6-1 Невского завода имени Ленина
Нагрузка (в кет) Отбор пара (в т'час) ........ 6000 0 6000 35 4800 0 4800 25
Полный расход пара (в т/час) . . . Удельный расход (в кг/квт-час) . . . Включенные клапаны 29,00 4,83 14-11 52,80 8,80 I + 1I+III + IV 24,00 5,00 11+ III 40,80 8,50 1 + II4-I1I
На рис. 181 дан разрез турбины АК-12 Кировского завода в Ленинграде.
Турбина имеет мощность 12 000 кет при 3000 об/мин и рассчитана на начальные
параметры пара 29 ата и 400° С. Турбина двухцилиндровая. В ц. в. д. раз-
мещены двухвенечный диск скорости и 10 активных ступеней давления. В ц. н. д.
14 активных ступеней давления. Предпоследняя ступень давления имеет ло-
патки полуторного выхлопа. Ц. в. д. состоит из двух частей, передняя часть —
стальная, задняя — чугунная. Диафрагмы ц. в. д. стальные с наборными соп-
ловыми венцами. Ц. н. д. — чугунный. Диафрагмы ц. н. д., кроме последней,
тоже чугунные. Последняя диафрагма — сварная, из листовой стали.
215
Рис. 180. Турбина АП-6-1 Невского завода:
1—подвижная соединительная муфта; 2—опорно-упорный подшипник; 3 и е—уплотнения; •/—паровпускная камера; s—камера
отбора; 7 - регулятор; 8—предельный регулятор; 9—масляный иасос; 10—гибкая опора; 11—конденсатор; 12—поддерживающая
колонка; уг-отбор для регенерации; м-патрубок отбора пара; У.5—неподвижная точка крепления.
Рис. 181. Турбина АК-12 Кировского завода.
Уплотнения ц. в. д. с обоих концов лабиринтовые, елочного типа. В ц. п. д. перед-
нее уплотнение комбинированное, лабиринто-водяное, заднее — водяное. Роторы
ц. в. д. и ц. н. д. соединены подвижной муфтой и каждый из них имеет свой
упорный подшипник. Схема масляной системы и регулирования изображена
на рис. 182. Удельный расход пара колеблется от 4,85 до 4,65 кг/квт-час
при экономической нагрузке.
Турбина имеет три нерегулируемых отбора пара на регенерацию, из ко-
торых один за ступенями давления ц. в. д., а остальные — за шестой и десятой
ступенями,ц. н. д..
4
Рис. 182. Схема регулирования и смазки турбины АК-12 Кировского завода:
2—паромасляный регулятор; 9—вспомогательный масляный насос; ,?-масляный бак;
2—маслоохладитель: л—ц. и. д. турбины; в—ц. в. Д. турбины; 7—паровпускные клапаны;
8—включение стопорного клапана; 9—сервомотор; 10—вал турбины и предохранительный
выключатель; //-золотник предохранительного выключателя; 12—центробежный регуля-
тор; 13—главный масляный насос; //—золотник сервомотора; 15—синхронизатор.
Турбина АПР-12-2 Ленинградского металлического завода имени Сталина
рассчитана на начальные параметры пара 29 ата и 400° С и противодавление
1,3 ата при 3000 об/мин. Турбина имеет регулируемый отбор пара при 11 ата,
используемый для промышленных целей. Отработавший пар из противодавле-
ния используется для теплофикации. В ч. в. д. турбина имеет двухвенечный
регулирующий диск скорости и четыре активных ступени давления. В ч. н. д.
расположено двухвенечное регулирующее колесо и пять ступеней давления.
Турбина имеет регулирование поворотными сервомоторами как в ч. в. д.,
так и в ч. н. д. Регулирование сопловое. Кроме того, имеется обводное регули-
рование, подводящее пар к соплам второй ступени ч. в. д. Обводной клапан
автоматически открывается при максимальном расходе пара через ч. н. д.
:3а регулирующим колесом ч. н. д. имеется отбор пара для регенерации. Диски
218
насажены на вал в горячем состоянии с натягом. Уплотнения в ч. в. д. — лаби-
ринтовые, елочного типа. В концевой части ц. н. д. уплотнение гидравлическое.
Т аблица 17
Расход пара турбиной АПР-12-2 Ленинградского металлического завода имени Сталина
Мощность Количество Полный Удельный
на зажимах отбираемого расход расход
генератора генератора пара пара пара
(в квт) (в т/час) (в т/час) (в кг/квт-час)
12 000 0,960 120 175 14,60
12 000 0,960 80 145 12,08
9600 0,955 80 127 13,23
9600 0,955 0 76 7,92
7200 0,945 80 113 15,69
Турбина Ленинградского металлического завода имени Сталина типа
АК-25-2 имеет номинальную мощность 25 000 квт при 3000 об/мин и рассчитана
на начальные параметры пара 29 ата, 400° С с выпуском в конденсатор при
давлении 0,04 ата. Эта турбина построена на базе теплофикационной турбины
АТ-25-1.
Турбина АК-25-2 двухцилиндровая, подвального типа. Цилиндр высокого
давления имеет двадцать активных ступеней, цилиндр низкого давления — пять
активных ступеней давления. Регулирование турбины — мятием пара с двумя
перегрузочными клапанами. Дроссельный клапан регулирует работу тур-
бины до экономической нагрузки, после чего начинают срабатывать пере-
грузочные клапаны, впускающие свежий пар в четвертую ступень давления
Ц в. д.
Роторы ц. в. д. и ц. н. д. соединены между собой подвижной пружинной
муфтой (рис. 168), а с ротором генератора — гибкой муфтой типа ЛМЗ
(рис. 166). Уплотнения, кроме концевого, лабиринтовые, елочного типа. Кон-
цевое уплотнение — гидравлическое.
Ц. в. д. до 16-ой ступени — стальной, остальная часть ц. в. д. и
ц. н. д. — чугунная. Диафрагмы ц. в. д. — стальные, с наборными фрезеро-
ванными соплами. Диафрагмы ц. н. д. — чугунные, с залитыми лопатками.
Диски посажены на вал в горячем состоянии с установкой на шпонках. Ло-
патки первых 15 ступеней имеют Т-образную ножку, а остальные — вильчатую
и приклепаны к дискам.
По заводским данным удельный расход пара турбиной при нагрузке
25000 квт—4,88 кг/квт-час, при экономической нагрузке 20 000 квт —
4,73кг]квт-час и при нагрузке 10000 квт—4,92 кг/квт-час. Температура охлаж-
дающей воды в конденсаторе 25° С при расходе 5500 м3 /час.
Ленинградский металлический завод является пионером в применении пара
высокого давления. Турбина этого завода типа ВК-50-1 мощностью 50 000 квт
при 3000 об/мин рассчитана на начальные параметры пара 90 ата при 480° С
с выпуском в конденсатор при 0,04 ата. Турбина имеет пять отборов пара для
регенерации, что снизило расход пара через последние ступени и дало возмож-
ность уменьшить их размеры. Окружная скорость на средине лопатки послед-
ней ступени пСр = 314 м]сек и на вершине лопатки ив = 420 м[сек, что является
предельно допустимым по условиям прочности материала.
Турбина одноцилиндровая и в ее цилиндре расположен двухвенечный
регулирующий диск скорости и 17 активных ступеней давления. Остальные
диски закреплены на валу шпонками при посадке на вал в горячем состоянии.
Входные кромки лопаток двух последних ступеней покрыты стеллитовыми
пластинками для защиты от эрозии. Рабочие лопатки последней ступени имеют
переменный профиль, приближающийся к телу равного сопротивления.
219
Двенадцать первых ступеней расположены в корпусе из литой молибде-
новой стали. Остальная часть корпуса (6 ступеней) и выхлопной патрубок —
сварные, из листовой малоуглеродистой стали.
Регулирование — сопловое, при помощи четырех групповых клапанов.
Вал турбины — гибкий, с лкр = 1770 об/мин. Соединение вала турбины
с валом генератора осуществлено при помощи гибкой муфты типа ЛМЗ. Для
сокращения времени пуска турбины она имеет специальное валоповоротное
устройство для непрерывного вращения вала после остановки.
Наличие пяти регенеративных отборов пара позволяет довести температуру
питательной воды до 225° С.
Ленинградский металлический завод имени Сталина, создав турбину
ВК-50-1, внес много нового в турбостроение. Впервые при одноцилиндровой
конструкции удалось применить пар высоких параметров. Благодаря всем
конструктивным усовершенствованиям вес турбины составляет всего 148 т.
Харьковский турбогенераторный завод запроектировал турбину мощностью
50 000 квт при 3000 об/мин несколько иной конструкции, чем такая же по
мощности турбина Ленинградского металлического завода. Турбина Харьков-
ского турбогенераторного завода рассчитана на начальные параметры пара
90 ата и 500° С с выпуском в конденсатор при 0,03 ата. Турбина двухцилин-
дровая, с дублированным потоком пара в ч. н. д. (рис. 183).
Проточная часть турбины состоит из двухвенечного регулирующего диска
скорости и пятнадцати ступеней давления, расположенных в ц. в. д., и десяти
ступеней, расположенных в ц. н. д. по пять в каждом потоке. Двухвенечный
диск и диски девяти ступеней высокого давления откованы за одно целое
с валом. Остальные диски в ц. в. д. насажены на вал с натягом. Высота рабочих
лопаток последней ступени 550 мм при среднем диаметре ступени 1920 мм.
Направляющие лопатки и диафрагмы ц. в. д. изготовлены из хромомолиб-
деновой стали сварными.
Стенки ц. в. д. двойные: внешние — из углеродистой стали, внутренние —
из молибденовой. Пространство между внутренними и внешними стенками
заполняется паром среднего давления.
Валоповоротное устройство имеет привод от электродвигателя.
Расход свежего пара при номинальной нагрузке составляет 190,5 т/час,
или 3,81 кг/квт-час.
Такая высокая экономичность достигнута за счет умеренных теплоперепа-
дов на всех ступенях, глубокого разрежения в конденсаторе и малой выходной
скорости, потеря которой не превышает 6 ккал/кг.
Относительный внутренний к. п. д. ц. в. д. т)'. — 0,843, ц. н. д. =0,771
и для турбины в целом т; . = 0,836.
Предвключенная турбина Ленинградского металлического завода — одно-
цилиндровая, типа ВР-25, при 3000 об/мин, при параметрах пара р0 == 125ата,
t0 — 450° С и противодавлением 34 ата. Турбина предназначена для Надстрой-
ки установок, работающих паром с начальными параметрами 29 ата и 400° С.
Так как при некоторых режимах температура отработавшего пара может сни-
жаться до 300° С и ниже, то за турбиной установлен промежуточный паропе-
регреватель, повышающий температуру пара до 410—415° С. Проточная часть
турбины состоит из двухвенечного регулирующего колеса и восьми активных
ступеней давления. Регулирование — сопловое, четырьмя групповыми кла-
панами. Для перегрузки имеется пятый регулирующий клапан, подводящий
пар к соплам второй ступени.
Корпус турбины — литой, из молибденовой стали. Концевые уплотнения —
лабиринтовые, елочного типа.
Расход пара при номинальной мощности 380 т/час, при экономической
(20 000 квт) — 300 т/час (при т;о{ = 0,735).
Турбина Ленинградского металлического завода типа ВР-25-1 (рис. 184)
рассчитана на параметры пара р0 = 90 ата, t = 500° С и р2 = 31 ата. Турбина
220
Рис. 183. Турбина высокого давления Харьковского турбогенераторного завода мощностью 50 000 квт.
Рис. 184. Предвключенная турбина типа ВР-25-1 Ленинградского металлического завода;
1—паровая коробка; 2—паровпускная камера; 3—перегрузочная камера; 4—обводной клапан; 5—цельнокованый ротор.
4.
одноцилиндровая, мощностью 25 000 квт при 3000 об/мин. Турбина имеет
двухвенечный регулирующий диск скорости и восемь активных ступеней давле-
ния. Регулирование турбины — сопловое, шестью регулирующими клапанами.
Давление пара в выхлопной части поддерживается регулятором давления.
Температура пара за турбиной 360° С. При расходе пара около 380 m/час отно-
сительный внутренний к. и. д. турбины т; . = 0,787.
Предвключенная турбина Харьковского турбогенераторного завода типа
ВР-25-2 является развитием турбины типа ВР-25-1. Параметры пара р0 =
= 90 ата, t0 = 500° С и ра = 18 ата.
Проточная часть турбины увеличена сравнительно с турбиной ВР-25-1
на две ступени для получения противодавления 18 ата. Большинство деталей
турбины ВР-25-2 одинаково с турбиной ВР-25-1. Диски ротора выточены заодно
с валом. Ротор из хромоникелемолибденовой стали. Корпус турбины с двой-
ными стенками. Внутренний корпус — из молибденовой, а внешний — из
углеродистой стали. Диафрагмы — сварные, непосредственно закрепляемые
во внутреннем корпусе турбины. Диафрагмы и направляющие лопатки — из
хромоникелемолибденовой стали. Концевые уплотнения — лабиринтовые, с
водяным затвором. Турбина имеет валоповоротное устройство с приводом
от электродвигателя.
Температура пара в выхлопном патрубке выше 300° С, благодаря чему
возможно использование этого пара в турбинах давления 15—17 ата без
промежуточного перегрева.
Расход пара через турбину при номинальной мощности 267,5 т]час при
’’lot = 0,751. Вес турбины 58,8* т.
Турбина Ленинградского металлического завода с промежуточным отбором
пара типа АТ-25-1 (рис. 185) рассчитана на начальные параметры пара 29 ата
И 400э С при давлении в отборе 1.2 ата и выпуске в конденсатор при ра =
= 0,04 ата.
Турбина двухцилиндровая. Проточная часть турбины состоит из 26 ступе-
ней давления, из которых в ц. в. д. 21 ступень и в ц. н. д. — 5 ступеней. Ступени
давления имеют небольшую реактивность, возрастающую в последних ступенях.
К соплам первой ступени (камера /) пар поступает через главный дроссельный
клапан 2. Кроме главного клапана, турбина имеет два перегрузочных. Первый
(камера 3) открывается при расходе пара более 130 m/час и подводит пар к соп-
лам четвертой ступени. Второй перегрузочный клапан (камера 4) открывается
при расходе пара более 145 т'час и подводит пар к соплам седьмой ступени.
Подвод свежего пара в промежуточные ступени уменьшает теплоперепад и
увеличивает реактивность в ступенях. Регулируемый отбор пара для тепло-
фикации производится через патрубок 9 в конце ц. в. д. В часть низкого
давления пар поступает по двум перепускным трубам 5 и через дроссельную
заслонку 6, приводимую от поворотного сервомотора. Через патрубок 7 пар
выходит в конденсатор.
Турбина имеет нерегулируемые отборы пара для регенерации. Первый
отбор производится после 15-й ступени из камеры 10. Второй отбор произво-
дится за 24-й ступенью из камеры 8.
Валы роторов турбины соединены подвижной муфтой, а вал турбины с
валом генератора соединен гибкой муфтой.
Относительный внутренний к. п. д. при экономической нагрузке око-
ло 80%.
Турбина Ленинградского металлического завода типа ВК-ЮО-2 мощ-
ностью 100 000 квт при 3000 об мин спроектирована в годы Великой Отече-
ственной войны и построена в период 1946—1947 гг. Сравнительно с турбинами
иностранных заводов примерно таких же мощностей, наша отечественная
турбина имеет значительно более простую конструкцию, меньшие габаритные
размеры и меньший вес. Конструированием и постройкой этой турбины совет-
ские турбостроители продемонстрировали высокую передовую технику и
И
22$
Таблица 18
Расход пара турбиной АТ-25-1
Мощность на зажи- мах ге- нератора (в квт) Количе- ство отбирае- мого пара при 1,2 ата (в т/час) Конденсатор с поверхностью 1480 Л12. Количество охлаж- дающей воды 4200 м3[час при 15° С Конденсатор с поверхностью 2150 л!2. Количество охлаж- дающей воды 5000 м.3/час при 25° С
полный рас- ход пара I (в т/час) удельный расход пара (в кг/квт- час) температура питательной воды (в °C) 1 полный рас- ход пара (в т/час) удельный расход пара (в кг/квт- час) температура питательной воды (в °C)
25 000 100 161,3 6,45 153 164,3 6,57 159
25 000 40 136,8 5,47 144 141,0 5,64 153
20 000 40 110,8 5,54 137 112,4 5,62 143
20 000 .0 95,2 4,76 131 99,6 4,98 141
15 000 40 82,7 5,58 130 90,2 6,02 136
10 000 40 69,4 6,94 123 69,6 6,96 129
ведущую роль советского турбостроения. За разработку конструкции и техноло-
гии производства этой турбины в 1948 г. коллективу конструкторов завода
присуждена Сталинская премия.
Турбина ВК-ЮО-2 рассчитана на начальные параметры пара 90 ата при
480° С, при давлении выпуска 0,04 ата. Турбина — двухцилиндровая, с дубли?
рованным потоком пара в ц. н. д. Свежий пар подводится по двум паропрово-
дам к двум стопорным клапанам, от которых поступает в четыре паровых ко-
робки. Каждая паровая коробка имеет групповой регулирующий клапан.
Всего турбина имеет двадцать ступеней давления. В ц. в. д. расположено двух-
венечное регулирующее колесо и одиннадцать ступеней давления.
Ротор ц. в. д. комбинированный, и его вал откован с двухвенечным регули-
рующим и девятью следующими дисками как одно целое из хромомолибденовой
стали. Последние диски посажены на вал в нагретом состоянии. Жесткий
ротор имеет пкр — 3620 об/мин. Пар по выходе из ц. в. д. поступает по двум
перепускным трубам в среднюю часть ц. н. д. Ц. н. д. двухпоточный, имеющий
по пять ступеней давления в каждом потоке. Для дисков ц. н. д. применена
хромоникелемолибденовая сталь и все они, кроме последнего, укреплены
горизонтальными шпонками. Последний диск закреплен при помощи радиаль-
ных шпонок. Гибкий вал ц. н. д. имеет лкр = 1670 об/мин и выполнен из угле-
родистой стали. Из последних ступеней ц. н. д. имеется дренаж образующейся
там влаги. Турбина имеет два независящих друг от друга конденсатора, в ко-
торые и поступает по двум патрубкам отработавший пар.
Турбина имеет пять нерегулируемых отборов для регенерации после 4,
7, 10, 12-й ступеней ц. в. д. и 3-й ступени ц. и. д.
Корпус ц. в. д. выполнен с двойными стенками; внутренние стенки — из
молибденовой стали. Наружные стенки, выхлопная часть ц. в. д. и средняя
часть ц. н. д. отлиты из серого чугуна. Выхлопная часть — сварная, из листовой
стали.
Откачивание конденсата производится тремя конденсатными насосами с
производительностью по 175 м3/час каждый. Расход охлаждающей воды на
оба конденсатора при номинальной мощности турбины 20 000 м3/час.
Удельный расход пара колеблется в пределах от 3,76 кг/квт-час при
экономической мощности до 3,96 кг1квт-час при номинальной мощности.
Харьковский турбогенераторный завод спроектировал турбину мощностью
100 000 квт при 3000 об/мин на начальные параметры пара 90 ата и 500° С.
Турбина трехцилиндровая, с дважды дублированным потоком пара. Пар из
ц. в. д. турбины, имеющего двухвенечное регулирующее колесо и 15 ступеней
давления, растекается по двум ц. н. д., у которых в каждом имеется по 5дубли-
15 ин
225
рованных ступеней давления. Общий вес турбины 333 т, т. е. на 69 т больше,
чем у турбины Ленинградского металлического завода В К-100-2. Повышение
веса объясняется большим числом ступеней и более сложной конструкцией.
Удельные расходы пара и тепла у этой турбины за счет большего числа ступе-
ней несколько меньше, чем у турбины ВК-1С0-2.
В 1951 —1952 гг. Ленинградский металлический завод закончил монтаж
и испытания турбины ВК-150 мощностью 150 000 квт. В этой турбине при-
менены все новейшие достижения теплотехники и турбостроения. Постройкой
этой турбины советские- конструкторы и инженеры еще раз продемонстри-
ровали передовую и ведущую роль советского турбостроения.
При наличии на производстве пара низкого потенциала, главным образом
мятого пара паровых машин, применяют турбины мятого пара,- На рис. 186
изображена турбина мятого пара МК-6-1 Ленинградского металлического
завода мощностью 6000 квт при 3000 об/мин. Турбина рассчитана на
начальные параметры пара 1,2 ата при 110° С. Допустимо работать также
паром при давлении 1,5 ата и при температуре до 150°С в течение не
более двух часов. Проточная часть турбины состоит из одновенечной регу-
лирующей ступени и трех ступеней давления с небольшой степенью реактив-
ности. Подвод пара и регулирование турбины производятся при помощи пово-
ротной диафрагмы, у которой против групп сопловых отверстий прорезаны
окна. Вращая диафрагму при помощи поршневого сервомотора, можно откры-
вать или закрывать соответствующие сопла полностью или частично. Полное
открытие сопел достигается при экономической нагрузке 4800 квт. Перегрузка
турбины до номинальной мощности достигается открытием перегрузочного
клапана 4, подводящего пар в камеру 2 за регулирующим колесом.
Для уравновешивания осевых усилий от реактивности и разности диаметр
ров дисков перед регулирующим колесом установлен разгрузочный поршень 5.
Со стороны высокого давления установлен комбинированный опорно-упорный
подшипник. Концевые уплотнения гидравлические.
Удельный расход пара при расчетных параметрах у этой турбины колеб-
лется в пределах от 13,5 до 15,9 кг/квт-час.
Эта турбина устанавливалась для совместной работы с турбиной
АПР-12, обеспечивая для последней непрерывный концевой отбор пара. Тур-
бина МК-6-2 отличается от турбины МК-6-1 тем, что рассчитана на началь-
ные параметры пара 1,8 ата при 150° С.
15*
ЧАСТЬ ТРЕТЬЯ
РЕГУЛИРОВАНИЕ ПАРОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
ГЛАВА XVIII
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
§ 98. НАЗНАЧЕНИЕ И ТИПЫ РЕГУЛЯТОРОВ
Паровой двигатель предназначен для обслуживания рабочих машин,
которые имеют вполне определенный режим работы. В зависимости от этого
режима в двигателе надо поддерживать одно из следующих условий: постоян-
ство числа оборотов или постоянство давления пара.
Поддержание постоянной величины одного из этих параметров произво-
дится автоматически приборами, называемыми регуляторами. В зависи-
мости от того, какой из параметров поддерживается постоянным, применяются
регуляторы скорости, п = const, и регуляторы давления, р = const.
Чаще всего приходится выдерживать условие п = const.
Если Nt — эффективная мощность двигателя, Ц7П— его полезная нагрузка
и Nxx — мощность холостого хода, то двигатель будет иметь постоянное число
•оборотов при равенстве движущих сил и сил сопротивления, т. е.
Ne = Nxx~}-Wn.
Как уже указывалось, поддержание постоянного числа оборотов при
переменной нагрузке достигается двумя путями: мятием пара и изменением
количества пара, поступающего в двигатель, для чего в паровой машине изме-
няется степень наполнения, а в паровой турбине — степень парциальиости.
При регулировании как мятие пара, так и изменение его количества произ-
водится на ходу двигателя автоматическими регуляторами скорости.
Автоматический регулятор скорости, обычно называемый просто регулято-
ром, состоит из двух частей: тахометра — прибора, отмечающего отклонение
скорости вращения от заданной, и прибора, регулирующего парораспределе-
ние, воздействующего на приток энергии к двигателю.
Тахометр автоматического регулятора скорости представляет собой один
или два вращающихся на маятниках груза, которые при нормальном числе
оборотов занимают вполне определенное положение равновесия, так как
центробежная сила этих грузов уравновешивается весом самих грузов или
пружиной, оттягивающей грузы к оси вращения.
Простейшим регулятором является регулятор, изображенный на рис. 187.
Валик ad регулятора находится в постоянной кинематической связи с валом
машины. К концу а регуляторного валика шарнирно присоединены маятники
ab и ас с грузами G на концах. Маятники тягами ef и к1 шарнирно связаны с
муфтой М, свободно скользящей по регуляторному валику. От муфты отходит
тяга ABD, связанная с регулирующим прибором.
Процесс регулирования происходит следующим образом: при уменьшении
нагрузки число оборотов вала возрастает, центробежная сила грузов увели-
228
чивается, и грузы расходятся и поднимаются. Тяги ef и kl поднимают муфту М
и рычаг ABD воздействует на регулирующий прибор до тех пор, пока число
оборотов не сделается нормальным, соответствующим положению равновесия
тахометра. Описанный регулятор принадлежит к числу конических грузовых
центробежных регуляторов прямого действия. Вообще
же регуляторы скорости могут быть:
1. Грузовые и пружинные, в зависимости от
того, чем уравновешивается центробежная сила: весом
грузов или пружиной.
2. Центробежные и инерционные, в зависимости
от рода силы, производящей перестановку частей па-
рораспределения.
3. Конические и плоские. В первых маятники
при вращении описывают конические поверхности, и
грузы при перемещении располагаются каждый раз
в других плоскостях. Во вторых грузы при всяких
перемещениях не выходят из одной и той же плос-
кости, перпендикулярной к оси вращения.
4. Регуляторы прямого и непрямого действия.
Первые непосредственно производят перестановку
регулирующих приборов, а вторые воздействуют
только на вспомогательные устройства — сервомоторы, которые и перестав-
ляют регулирующие приборы.
§ 99. СХЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ
Как уже указывалось, регулирование паровых двигателей может быть
прямым и непрямым.
В первом случае воздействие от регулятора передается парораспределе-
нию непосредственно через рычажную связь, а во втором регулятор воздейст-
вует на вспомогательный механизм (сервомотор), который и производит пере-
становку парораспределения.
Прямое регулирование хотя и имеет очень простую конструкцию, но может
применяться только для двигателей небольшой мощности — до 50—60 кет у
паровых турбин и до 150—200 кет у паровых машин, так как, во-первых, пе-
рестановочная сила тахометра невелика, а, во-вторых, при передаче больших
усилий шарниры в системе регулирования срабатываются, и регулирование
начинает работать с большой степенью неравномерности.
Непрямое регулирование может быть с поршневым и с поворотным серво-
мотором. Схема непрямого регулирования с поршневым сервомотором пред-
ставлена на рис. 188. Центробежный регулятор 1 соединен с валом турбины
при помощи конической зубчатой передачи. При изменениях нагрузки и числа
оборотов вала двигателя по валу регулятора перемещается муфта 15, с которой
шарнирно связан рычаг 2. В точке 3 к рычагу шарнирно присоединен шток
золотника 13 сервомотора. К золотнику по трубопроводу 14 подводится под
давлением масло. На шток золотника насажены два поршня, нормально пере-
крывающие отверстия трубопроводов 11 и 12 к сервомотору 4. В сервомоторе
находится поршень 6, шток которого 9 соединен с дроссельным клапаном 10.
При уменьшении нагрузки турбины регулятор поднимет муфту 15, и рычаг 2
следует за ней, поворачиваясь относительно неподвижной пока точки 7 на
штоке сервомотора. При своем перемещении рычаг 2 потянет золотниковый
шток кверху, и поршни золотника переместятся тоже вверх, открывая доступ
маслу из золотниковой камеры в трубопровод 12, а через него на поршень сер-
вомотора сверху. В результате этого поршень 6 сервомотора начнет опускаться
и заставит опускаться дроссельный клапан 10, уменьшая этим сечение для
прохода пара. При опускании поршня сервомотора муфта 7 тоже будет опус-
каться, и рычаг 2 теперь будет поворачиваться относительно точки на муфте 15.
229
Рис. 188. Схема непрямого регулирования с поршневым сервомотором.
Рис. 189. Золотниковая диаграмма при Рис. 190. Изменение эксцентриситета
переменной отсечке впуска. перестановкой эксцентрика.
При этом золотниковые поршни начнут перекрывать доступ маслу в каналы тру-
бопроводов 11 и 12. Опускание поршня сервомотора и дроссельного клапана
будет происходить до тех пор, пока рычаг 2 не займет такое положение, при
котором золотник придет в среднее положение и закроет подвод масла в ци-
линдр сервомотора. В связи с уменьшением сечения для прохода пара мощ-
ность двигателя снизится, но число оборотов останется несколько повышенным.
Степень этого повышения зависит от степени нечувствительности регулятора.
При увеличении нагрузки двигателя и уменьшении числа оборотов дей-
ствие регулирования будет обратным
рассмотренному, и число оборотов после
выравнивания мощности и нагрузки
останется несколько пониженным.
Как уже указывалось, изменение
мощности паровых машин достигается
мятием пара или изменением степени
наполнения цилиндров паром. В первом
случае регулятор воздействует на за-
слонку, вентиль или клапан, увеличиваю-
щий проходное сечение для пара. Во вто-
ром случае, как видно из золотниковой
Рис. 192. Схема соплового регулирования
диаграммы, для изменения степени напол- с поворотным сервомотором,
нения е надо изменять г и о (рис. 189).
Если увеличить угол опережения 8 и уменьшить эксцентриситет эксцен-
трика г, оставив без изменения величину наружной перекрытии е, то продол-
жительность наполнения уменьшается и оно будет происходить на пути
кривошипа А±С2, а не А2Сг.
Изменение эксцентриситета г и угла опережения 8 достигается воздей-
ствием на какой-либо элемент парораспределения, способный изменить момент
отсечки впуска. Чаще всего это осуществляется перестановкой эксцентрика
231
относительно центра вала. На рис. 190 точка О обозначает центр коренного
вала, а точка Ох — центр эксцентрика. Линия OR указывает направление
кривошипа.
В положении 1 эксцентрика на валу угол опережения его равен 81( а
эксцентриситет гг — ОО±. При перемещении эксцентрика в положение II
угол опережения увеличится и станет равным о2, а эксцентриситет уменьшится
и будет равен г2 = ОО2. Такие перемещения возможны благодаря тому, что
эксцентрик не непосредственно насаживается на вал. На валу жестко укреп-
ляется камень R, по которому эксцентрик перемещается вырезанным в нем
пазом.
Рис. 193. Схема гидродинамического регулирования.
При сопловом регулировании турбины (рис. 191) шток поршня сервомо-
тора через систему рычагов передвигает горизонтальную штангу 1, выступы
которой при движении ее (по чертежу влево) последовательно открывают
групповые клапаны 2, 3, 4 и 5. Клапан 5 открывается при перегрузке турбины
сверх экономической мощности.
При сопловом регулировании применяют также регулирование с поворот-
ным сервомотором, принципиальная схема которого представлена на рис. 192.
В этой схеме клапаны 9, 10, 11 поднимаются последовательно при помощи
кулачков 6, 7, 8, расположенных на распределительном валике 5. Валик при-
водится во вращение сервомотором <3 с вращающимся радиальным поршнем 2.
Процесс работы этой схемы аналогичный работе схемы с поршневым сервомо-
тором. Золотник приводится в среднее положение сервомотором при помощи
шайбы обратной связи 1.
Устройство регулирующих механизмов с масляными сервомоторами до-
вольно сложно, так как состоит из частей, подвергающихся изнашиванию и
приводящих иногда к аварийным простоям турбины. Червячная передача от
вала турбины к регулятору часто бывает причиной аварии и требует регуляр?
232
ной смены. Эти недостатки масляных сервомоторов в известной степени устра-
нены в системе гидродинамического регулирования. Схема гидродинамического
регулирования представлена на рис. 193.
Масляный насос обычного типа здесь заменен насосом специальной кон-
струкции 1, насаженным на вал турбины и засасывающим масло из масляного
бака по трубопроводу 14. Давление масла, нагнетаемого насосом, пропорцио-
нально квадрату числа его оборотов, а следовательно, и квадрату числа обо-
ротов вала турбины. По выходе из насоса 1 масло разделяется на два потока:
первый направляется в камеру 9, откуда через сливные окна 10 может перете-
кать в камеру 11, второй идет через клапан 12 непосредственно в камеру 11
и через редуктор 7 стекает обратно в масляный резервуар по трубопроводу/#.
Редуктор 7 служит для поддержания в камере 11 постоянного давления.
Поршень 8 находится под действием разности давлений в камере 9 и камере 11.
При повышении числа оборотов давление масла в камере 9 повысится, а в ка-
мере 11 не изменится. Под действием избыточного давления со стороны верхней
камеры поршень 8 опустится и передвинет золотник 6, который откроет доступ
масла по трубопроводу 5 в верхнюю полость сервомотора 3, и его поршень 4
будет опускаться, переставляя соответствующим образом парораспределение 2.
Клапан 12 может быть установлен в любое положение, чтобы произвольно'
изменять число оборотов вала турбины.
§ 100. УСЛОВИЯ УСТОЙЧИВОСТИ СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ.
НЕЧУВСТВИТЕЛЬНОСТЬ РЕГУЛЯТОРОВ
К регулированию паровых двигателей предъявляются следующие требо-
вания: плавное действие, достижение нового установившегося положения в
кратчайшее время и без качаний, т. е. без
колебания грузов регулятора прежде,
чем он займет устойчивое положение при
изменившейся нагрузке, достаточная
чувствительность к изменению числа
оборотов и возможность в известных
пределах' изменять число оборотов во
время работы.
Для исследования работы и харак-
теристики регуляторов строится харак-
теристическая диаграмма, по оси абс-
цисс которой откладывают расстояния
г от центра груза до оси вращения регу-
лятора, а по оси ординат — соответ-
ствующие значения центробежных сил
Рис. 194. Характеристическая диаграмма
регуляторов.
С. На характеристической диаграмме
(рис. 194) изображены три типичные характеристические кривые. Возьмем на
кривой / точку D, соответствующую мгновенному значению угловой скорости
вращения вала <о и центробежной силе С, при расстоянии груза от оси вращения,
равном г. Такая угловая скорость, соответствующая данному положению
грузов, называется равновесной угловой скоростью.
Соединив точку D с началом координат прямой OD, образующей с осью
абсцисс угол ф, получим:
V = tg<p.
Центробежная сила
П ^2- G ( 2лп \2 / П \2
С — т<о г. — £0 j г ~ G | 30 j г,
откуда
= о00.1)
23»
Обозначив
= = k = const,
Гб
получим
(100,2)
Если tgср возрастаете увеличением г (кривая /), то это значит, что с уве-
личением числа оборотов муфта тахометра будет подниматься. В таком тахометре
каждому положению маятников соответствует определенное число оборотов.
Такой регулятор устойчив.
Если tg ф с увеличением величины г уменьшается (кривая II), то у такого
тахометра с увеличением числа оборотов муфта будет опускаться, и равновесие
может быть достигнуто только уменьшением угловой скорости. Такой регуля-
тор неустойчив.
Если при всяких изменениях Сиг (линия III) tg const, то и n=const.
•Следовательно, такой тахометр находится в состоянии равновесия при
любом положении грузов и муфты, но лишь при одном, вполне определенном
числе оборотов; самое незначительное их изменение заставляет муфту перехо-
дить из одного крайнего положения в другое. Такой регулятор безразличен.
Характеристическая кривая типа ///, проходящая через начало координат
и являющаяся прямой линией, служит как бы границей между устойчивыми —
статическими и неустойчивыми — астатическими регуляторами.
Регулятор называют изохронным, если при постоянной угловой скорости
муфта его может занимать любое положение, и иеизохронным, если при изме-
нении угловой скорости муфта регулятора меняет свое положение.
Для регулирования двигателей пригодны только статические неизохронные
регуляторы.
Если вывести такой регулятор из равновесия, то он сам возратится в по-
ложение равновесия.
Графическую зависимость числа оборотов вала двигателя п от его мощности
'N (рис. 195) называют статической характеристикой регулирования. Линия
HF на этой диаграмме дает теоретическую зависимость п от N. В действитель-
ности, вследствие трения и «игры» в шарнирах регулирующего устройства
необходимо некоторое конечное изменение числа оборотов Ди,чтобы регуля-
тор «почувствовал» его и начал воздействовать на парораспределение двигателя.
Поэтому каждому значению нагрузки (например соответствует не
•одно определенное число оборотов вала пк, а ряд значений п в пределах от-
резка ML.
Штриховые линии, отстоящие от теоретической характеристики HF на
расстояния Дп, указывают возможные пределы колебания числа оборотов для
каждого значения нагрузки. Отношение:
называют степенью нечувствительности регулирования. Иногда разделяют
величину е на два слагаемых:
6 = ет + sp > (100,4)
где ет и ер —степени нечувствительности отдельно тахометра и регулирующего
прибора.
Слева от статической характеристики построен график зависимости числа
оборотов вала в минуту п от перемещения муфты регулятора S. Здесь кривая
hf также характеризует теоретическую зависимость л от S, а штриховые линии,
удаленные от нее на расстояния Дп, указывают пределы колебания числа оборо-
тов вала, не ощущаемые регулятором вследствие его нечувствительности.
234
В пределах рабочего хода муфты регулятор допускает колебания числа
оборотов от минимального при нижнем положении муфты (точка F) до макси-
мального при верхнем положении ее (точка//), когда вследствие уменьшения
нагрузки муфта поднялась, и количество пара, поступающего в цилиндр,
уменьшилось до предельного, но число оборотов машины все же возросло.
Теоретически число оборотов при этом возросло от до я2, практически же
от Имин = «1 — ДО «макс = «2 + Дп-
' Степенью неравномерности регулирования называют отношение
s __ пмакс пмин + Дп— (щ— Дп)
°р— п п
"ср ср
(100,5)
где иср = П1 п* — нормальное число оборотов вала при среднем положении
муфты.
Рис. 195. Зависимость числа оборотов от развиваемой двигателем мощности.
Уравнение (100,5) можно представить в виде:
8р = Л^1_ + 2А1 = 5т + е. (100,6)
"ср "ср
Здесь 8Т — теоретическая степень неравномерности регулирования, as —
степень нечувствительности (100,3).
В существующих регуляторах в большинстве случаев:
ет = 0,005 4- 0,03; ер = 0,02 -? 0,04;
е = ет -|- ер = 0,025 4- 0,07.
Чем больше нечувствительность регулирования, тем большие отклонения
от установленного режима допускает регулятор. Однако степень нечувстви-
тельности s не должна быть слишком малой, так как тогда регулятор начал бы
вмешиваться в работу маховика и пытаться выравнивать общую степень
неравномерности вращения вала 5, допускаемую маховиком в течение одного
оборота (уравнение 35,1 и табл. 10).
Поэтому даже необходимо соблюдать условие
в > 8, ” (100,7)
чтобы регулятор не реагировал на' ^колебания угловой скорости, допускаемые
маховиком.
235
Если при неподвижном регуляторе-поднимать муфту и вместе с нею грузы,
то можно измерить силу, с которой муфта воздействует на рычаг передачи во
время работы регулятора. Эта сила называется поддерживающей силой ре-
гулятора Е кг. Если обозначить через W кг силу трения и другие вредные
сопротивления, возникающие во время работы регулятора при движении
муфты, то подъем муфты начнется, если центробежная сила грузов воздей-
ствует на муфту с силой Е + W. Опускание муфты начнется, если эта сила
уменьшится до Е — W. Очевидно, что:
W = sE.
Если допустить, что на протяжении рабочего хода муфты h поддерживающая
сила Е кг постоянна, то работа этой силы
А = Eli кгмм. (100,8)
По величине этой работы, которую можно принимать по табл. 19, рассчи-
тывают регулятор.
Таблица 19
Величина работы перестановки парораспределения в зависимости от диаметра цилиндра
(в кгмм)
Диаметр цилиндра
(в мм)
200 250
300 400 450 500 600 700 800
900
Золотники:
плоский ........
цилиндрический
Клапанное распреде-
ление'.
расцепное . . . .
принудительное
100 200
50 100
75 130
350 800 1100
160 280 320
130 230
190 280
360
320
360
560
440
560
730 900
560- 670
670 780
1050
780
890
Благодаря игре
ствия на регулятор
Рис. 196. Статическая
характеристика регу-
лирования.
в системе регулирования не всегда удаеуся без воздей-
выдержать строго постоянное число оборотов при любой
нагрузке двигателя. Поэтому для двигателей, работаю-
щих параллельно с другими, и для двигателей, которые
должны иметь точно выдержанное число оборотов, надо
иметь в системе регулирования приспособление для под-
регулирования самого регулятора. В пружинных регу-
ляторах это достигается изменением натяжения пру-
жины.
С увеличением натяжения число оборотов, соответ-
ствующее определенному положению муфты регулятора,
увеличивается, и наоборот. Это наглядно представлено
на рис. 196, где Zx и Z2— диапазон изменения натяжения
пружины при N = const, а линии 1, 2, 3, 4... представ-
ляют собою статические характеристики системы регу-
лирования при различных натяжениях пружины.
ГЛАВА Х/Х
РЕГУЛЯТОРЫ ПАРОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
§ 101. РЕГУЛЯТОРЫ СКОРОСТИ
Регуляторы для паровых машин подбирают по заводским каталогам,
дающим основные характеристики регулятора.
Как указывалось выше, регулятор не должен вмешиваться в работу ма-
ховика, т. е. не должен реагировать на колебания угловой скорости, допуска-
236
емые маховиком. Поэтому регуляторы с малой степенью нечувствительности
не пригодны для регулирования паровых двигателей. Конический регулятор,
описанный выше, как раз обладает таким недостатком. Чтобы увеличить сте-
пень нечувствительности, муфта тахометра загружается дополнительным гру-
Рис. 197. Регулятор с мас-
ляным тормозом.
Рнс. 198. Конический регу-
лятор локомобилей П Лю-
диновского завода.
зом. Но при тяжелой муфте появляются большие силы инерции, вызывающие
игру (прыгание) муфты, прежде чем она займет соответствующее положение
равновесия. Игра муфты устраняется масляным тормозом (катарактом).
На рис. 197 представлен такой конический регулятор, имеющий добавочный
груз на муфте 1 и масляный тормоз 2.
Рнс. 199. Плоский пружинный
регулятор.
Рис. 200. Плоский осевой
регулятор.
На рис. 198 представлен конический регулятор локомобилей П Людинов-
ского завода, в котором муфта нагружена пружиной. При увеличении окружной
скорости и центробежной силы сжимается пружина, заложенная между не-
подвижным упорным кольцом 1 и подвижным кожухом регулятора 2, играющим
роль муфты.
На рис. 199 представлен в разрезе плоский пружинный регулятор с гори-
зонтальным движением грузов 1 и закрытым кожухом 2. При увеличении
числа оборотов грузы 1 под действием увеличивающейся центробежной силы
237
расходятся и сжимают пружины 3. От грузов отходят перекрестные маятники
4, воздействующие на муфту 5 и от муфты на регулирующий прибор.
Плоские осевые регуляторы применяются преимущественно для быстро-
ходных машин и устанавливаются на коренном валу у машин с золотниковым
парораспределением и на распределительном — у машин с клапанным паро-
распределением.
Такой регулятор состоит из чугунного кожуха (рис. 200), насаженного на
вал 2. Внутри кожуха в точках Ох и О2 подвешены грузы 1, которые под воз-
действием пружин 3 стремятся сблизиться.
Если число оборотов вала двигателя увели-
чивается, то под действием возрастающей
центробежной силы грузы расходятся и тя-
гами переставляют эксцентрик 4 относительно
вала, изменяя при этом моменты парораспре-
деления. Сила пружин и вес грузов должны
быть рассчитаны так, чтобы при максималь-
ном числе оборотов грузы упирались в кожух
регулятора.
Принцип действия и конструкции инер-
ционных регуляторов заключается в том, что
тяжелые грузы В (рис. 201), подвешенные
Рис. 201. Инерционный регулятор, в точке А ко втулке маховика, при увеличе-
нии числа оборотов вала двигателя благодаря
своей инерции, преодолевая сопротивление пружины, запаздывают в своем дви-
жении относительно маховика и перемещают эксцентрик С вокруг точки А.
При уменьшении числа оборотов вала грузы В вследствие своей инерции опе-
режают движение маховика, поворачивая эксцентрик
§ 102. РЕГУЛЯТОРЫ ДАВЛЕНИЯ
Регуляторы давления применяются для поддер-
жания постоянного давления отбираемого пара и бы”
вают трех типов: ртутные, пружинные и с масляным
сервомотором. Ртутный регулятор давления (рис. 202)
состоит из двух трубок 1 и 7, заполненных ртутью.
Трубки подвешены к рычагу 2, который может пово-
рачиваться вокруг оси 6. Трубка 5 сообщается с ре-
сивером машины. Изменение давления в ресивере
заставляет ртуть переливаться из одной трубки
в другую. При этом поворачивается рычаг 2, и при
помощи тяги 3 отсечной кулак 4 расцепного паро-
распределения устанавливается в новое положение,
изменяя степень наполнения ц. н. д.
В машинах с промежуточным отбором пара боль-
шой мощности применяются иногда в качестве сер-
вомоторов небольшие электродвигатели.
В пружинном регуляторе (рис. 203) поршень 2 на-
ходится с одной стороны под действием пружин 3,
а с другой — под действием давления пара в реси-
вере, так как пространство 1 под поршнем связано
с ресивером.
Изменение расхода пара в теплосети вызывает
С вперед.
Рис. 202. Ртутный регу-
лятор давления.
соответствующее изменение давления в ресивере,
заставляя поршень 2 подниматься или опускаться. Перемещение поршня 2
вызывает поворот коромысла 4, от которого переставляется парораспределе-
ние ц. н. д. При необходимости изменить степень наполнения ц. н. д.
вручную действуют маховичком 5.
238
видов парораспределения.
Пар 'из д_
ресивера ।
Рис. 203. Пружинный регулятор
давления.
Как ртутный, так и пружинный регулятор имеют незначительную пере-
становочную силу и пригодны лишь для расцепных клапанных парораспре-
делений.
Регулятор с масляным сервомотором обладает значительной перестано-
вочной силой и может применяться для любых
Схема такого регулятора представлена на
рис. 204. Поршень? снизу находится под давлени-
ем пара в ресивере и уравновешен пружинами 2.
При изменении давления за счет разности давле-
ний перемещается поршень /, а также поршни
золотничка 3 сервомотора. При сдвиге золотнич-
ка из среднего положения масло, находящееся
между поршнями золотничка под давлением,
поступает в одну из полостей цилиндра 5 сер-
вомотора и производит давление на поршень 4
че-^ез шток и шарнир 6, переставляя парорас-
г; селения ц. н. д. и изменяя этим количество
пара, направляющегося как в ц. н. д., так и
в теплосеть.
Рассмотренная схема регулирования назы-
вается несвязанной, так как импульс измене-
ния числа оборотов или изменения давления в
отборе передается парораспределительным орга-
нам раздельно. Например, изменение нагрузки
двигателя вызывает сначала работу органов
парораспределения
пара, а уже затем, в связи с изменением количества и давления
пара, происходит перестановка органов парораспределения в части
давления. Благодаря несвязанности регулирования ч. в. д. и ч. н. д. регу-
лирование замедляется.
свежего
свежего-
низкого-
ресивера
Рис. 204. Регулятор давле-
ния с масляным сервомо-
тором.
Рис. 205. Схема связанного регулирования двигателей
с отбором пара.
Это устранено при связанном регулировании, схема которого представ-
лена на рис. 205. При этом регулировании муфта 2 регулятора 1, перемещаясь,
производит перестановку парораспределения как ч. в. д., так и ч. н. д. Напри-
мер, при понижении нагрузки турбины и увеличении числа оборотов муфта 2
поднимется и рычаг bed пойдет вверх относительно точки Ь, увлекая за собой
поршни золотников 3 и 4 сервомоторов. В результате такой перестановки пор-
239
Сьежий
Мятый пар ^аР
Рис. 206. Схема регулирования турбины
двух давлений.
шни сервомоторов пойдут вниз, прикрывая клапаны 5 и 6 и уменьшая расход
пара через ч. в. д. и через ч. н. д. Это будет продолжаться до прихода поршней
золотников в средние положения. Если при этом уменьшится количество
пара, поступающего в отбор, то давление в трубопроводе отбора понизится
и под действием регулятора давления 7 рычаг bed будет перемещаться вниз,
поворачиваясь относительно муфты 2. Это вызовет увеличение открытия кла-
пана 5 и прикрытие клапана 6 таким образом, что количество пара, поступа-
ющего в отбор, останется постоянным при изменившейся нагрузке турбины.
Нетрудно представить себе работу такого регулирования при изменении
только давления в отборе без изменения нагрузки турбины.
Схема регулирования турбин с концевым отбором почти всегда выпол-
няется связанной и отличается от разобранной только тем, что в ней отсут-
ствуют все детали, относящиеся к
ч. н. д.
Регулирование турбин дзух дав-
лений производится по следующей
схеме (рис. 206). Клапаны мятого па-
ра 1 и свежего пара 2 связаны рыча-
гом 3—4, имеющим точку качания 5
на штоке сервомотора 6. Сервомотор 6
находится под воздействием центро-
бежного регулятора 7. Штоки клапа-
нов нагружены пружинами 8 и 9.
Пружина 8 клапана мятого пара зна-
чительно слабее пружины 9 клапана
свежего пара. Регулятор давления 10
управляет сервомотором 11, который
не связан ни с одним из клапанов,
а только ограничивает высоту подъе-
ма клапана мятого пара своим ограничителем 12.
С увеличением нагрузки турбины под действием регулятора скорости 7
поршень сервомотора поднимается вверх и изменяет положение точки 5
и рычага 3—4. При этом открытие клапанов 1 и 2 увеличивается. Сначала
открывается клапан мятого пара 1, имеющий более слабую пружину, а за-
тем, когда его шток дойдет до ограничителя 12, начнет открываться клапан 2.
При уменьшении нагрузки действие схемы аналогично описанному: сначала
Происходит прикрытие клапана 2, имеющего более сильную пружину, а после
его закрытия начинает прикрываться клапан 1, т. е. при снижении нагрузки
уменьшение впуска мятого пара начинается только после прекращения впуска
свежего пара. При значительном падении давления мятого пара или при пере-
рыве подачи его в турбину поршень сервомотора 11 под воздействием регуля-
тора давления 10 опускается и ограничителем 12 прикрывает и совсем
закрывает клапан мятого пара 1. При этом рычаг 3—4 поворачивается вокруг
точки 5 и увеличивает открытие клапана 2, турбина начинает работать
только свежим паром.
§ 103. СИНХРОНИЗАЦИЯ
Если двигатель приводит в движение генератор электрического тока,
работающий изолированно, то изменение числа оборотов двигателя зависит
от нагрузки генератора. Если же данный генератор работает параллельно
с другими, то число оборотов определяется частотой в сети. Для изменения
нагрузки двигателя, а также в известных пределах числа оборотов применя-
ются специальные устройства, называемые синхронизаторами, позволяющими
изменять число оборотов в пределах + 5%, действуя от руки или со щита.
Это устройство необходимо для включения турбогенератора в электрическую
сеть, на которую уже работают другие генераторы, а также для перерас-
пределения нагрузки между уже работающими турбинами. Это производится
240
1
либо вручную маховичком 8 (рис. 188), вращая который можно при помощи
шестерни и сцепленной с ней зубчатки переставить рычаг 2 в нужное положение,
либо со щита при помощи электродвигателя 5. В некоторых системах рычаг 2
находится под воздействием пружины, изменяя натяжение которой можно
изменять положение рычага 2 и этим влиять на золотник. Иногда окна зо-
лотника сервомотора делают в подвижной гильзе, которую можно перемещать
вверх и вниз. Благодаря этому положение золотника будет зависеть от положе-
ния гильзы, перемещением которой можно изменить характеристику регули-
рования.
Качество скоростного регулирование видно из статической характери-
стики регулирования, представляющей график зависимости между мощностью
турбины и числом оборотов ее вала (рис. 207) — кривая АВ. Как указывалось,
Рис. 207. Статическая характеристика Рис. 208. Статическая характеристика регули-
регулировання паровой турбины. рования двух паровых турбин.
при изменении нагрузки, в зависимости от степени неравномерности системы
регулирования, в определенных пределах будет изменяться число оборотов
турбины. Как для паровой машины, так и для паровой турбины степень нерав-
номерности
§ д = -Al , (103,1)
®ср пср
где: п0 — количество об/мин при холостом ходе,
п1 —количество об/мин при наибольшей нагрузке,
цер — количество об/мин нормальное или среднее число оборотов вала
в минуту.
При воздействии на синхронизатор можно изменить число оборотов, не
изменяя мощности турбины, и при этом линии характеристик смещаются вверх
или вниз в положения, указываемые кривыми А'В' и А"В" на рис. 207.
Рассмотрим синхронизацию двух параллельно работающих турбин, у ко-
торых суммарная нагрузка в данный момент составляет:
Ng = + Ng2,
где и N32—соответственно нагрузки первого и второго турбогенераторов.
На правой части рис. 208 даны статические характеристики регулирования этих
турбогенераторов. Точки Аг и Л2 соответствуют нагрузкам и NB2 при пг об/мин
обоих турбогенераторов. Если нагрузка в сети повысится на величину ДМ =
= ДМх+ДМ2, то число оборотов валов обеих турбин понизится до м2, но нагрузка
между ними перераспределится. Первая турбина с более пологой характеристи-
кой получит большее повышение нагрузки ДМЪ чем вторая турбина с более кру-
той характеристикой. Воздействуя на синхронизатор при параллельной работе
турбины с другими агрегатами, можно распределить нагрузку различными
способами. Так, например, если синхронизатором переместить характеристику
первой турбины выше из положения а в положение Ь, не меняя характеристики
второй турбины, то первая турбина примет на себя все повышение нагрузки
ДМ, а нагрузка второй турбины не изменится.
16 ни
241
§ 104. АВТОМАТ ДЛЯ ПРЕДОХРАНЕНИЯ ТУРБИНЫ ОТ РАЗГОНА
(РЕГУЛЯТОР БЕЗОПАСНОСТИ)
Неисправность основной системы регулирования турбины может вызвать
при понижении нагрузки такое повышение числа оборотов, при котором воз-
можны серьезные аварии турбины. Поэтому у каждой паровой турбины име-
ется предельный регулятор скорости, называемый скоростным выключателем
или регулятором безопасности.
Регулятор безопасности является неустойчивым центробежным регуля-
тором (рис. 209). На вал 2 турбины насажено эксцентричное кольцо 1. Пру-
жина 4 удерживает это кольцо в таком положении, что расстояние между цент-
ром тяжести кольца 1 с вложенным в проточку вала штифтом 3 и осью вращения
вала—эксцентриситет е, который не изменяется
до тех пор, пока число оборотов остается в
допустимых пределах. При повышении числа
оборотов вала выше допустимого центробеж-
ная сила штифта и кольца, возрастающая с
увеличением числа оборотов, преодолевает си-
лу пружины, и кольцо, смещаясь в сторону,
нажимает на конец рычага 5, который через
систему других рычагов и пружин закрывает
главный паровпускной клапан.
Кроме регуляторов с механическими свя-
зями, для регуляторов безопасности приме-
няют гидравлические связи, например на
турбинах Ленинградского металлического
завода имени Сталина. При повышении числа
’оборотов выше нормального поворот рычага 5
вызывает быстрое опускание поршня золотни-
ка сервомотора, в результате которого
масло из системы регулирования выливается
Рис. 209. Схема регулятора
безопасности.
в систему смазки, что вызывает закрытие главного паровпускного клапана.
В современных турбинах регуляторы безопасности срабатывают при пре-
вышении числа оборотов вала турбины против рабочего обычно на 8—10%
и у некоторых турбин до 12%.
ЧАСТЬ ЧЕТВЕРТАЯ
КОНДЕНСАЦИЯ ОТРАБОТАВШЕГО ПАРА ПАРОВЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ
ГЛАВА XX
КОНДЕНСАТОРЫ ПАРОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
§ 105. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О КОНДЕНСАЦИИ ОТРАБОТАВШЕГО ПАРА
Если не учитывать тепла, вводимого с питательной водой в котел, то тер-
мический к.п.д. парового двигателя
= (105,1>
где: — теплосодержание пара при входе в двигатель (в ккал/кг),
i2 — теплосодержание пара при выходе из двигателя (в ккал; кг).
Из выражения термического к. п. д. видно, что и все от него производ-
ные коэфициенты будут тем больше, чем меньше вычитаемое Д в выражении
h
(105,1). Уменьшение дроби Л может быть достигнуто увеличением начального
и
теплосодержания пара г\ за счет повышения давления и температуры, что уже
было рассмотрено, а также уменьшением конечного теплосодержания z2.
Уменьшение конечного теплосодержания пара достигается за счет сни-
жения давления выпуска. При выпуске отработавшего пара в атмосферу дав-
ление выпуска должно быть выше атмосферного, т. е. р2> 1 ата-, практически,
как минимум р2 = 1,1 ата. При таком давлении отработавшего пара
он уносит бесполезно очень большое количество тепла. Если выпускать от-
работавший пар не в атмосферу, а в специальный резервуар, давление в кото-
ром ниже атмосферного, то можно получить значительно меньшие давления
выпуска. В табл. 20 даны величины адиабатических теплоперепадов ix—z2 и
соответствующие им значения термического к. п. д. для различных давлений
впуска и выпуска. Начальная температура пара принята при составлении
таблицы на 120—150° выше температуры насыщения.
Понижение давления ниже атмосферного в резервуаре, в который выпус-
кается пар, создается за счет того, что пар, поступающий в этот резервуар,
искусственно охлаждается. При охлаждении пар конденсируется, и объем его
во много раз уменьшается. Так, например, при давлении 1 ата объем кон-
денсата примерно в 1700 раз меньше, чем объем пара до конденсации. При дав-
лении р2 = 0,2 ата, часто встречающемся у конденсационных паровых машин,
объем пара при конденсации уменьшается почти в 8000 раз, а при давлении
р2 = 0,05 ата, применяемом в паровых турбинах, объем конденсата меньше,
чем объем пара почти в 30 000 раз. Ясно, что при таком уменьшении объема
в герметически закрытом сосуде-конденсаторе создается очень большое разре-
жение, позволяющее выпускать в этот сосуд пар, имеющий давление много ниже
16*
243
атмосферного. В процессе работы конденсатора в него все время поступает
отработавший пар и подводится охлаждающая вода, которая после нагревания
удаляется.
Таблица 20
Значения термического к.п.д. паровых двигателей в зависимости от давления впуска
Давление впуска (кг1смг) Давление выпуска Рг (кг/см2) Адиабатиче- ский теплоперепад Ц *2 (ккал{кг) Термический к.п.д. (в процентах) Повышение г;( (в процентах) по сравне- нию с выпуском в атмосферу
1,10 107 14,7 0
10 l 0,10 189 25,8 75,8
0,05 210 28,8 96,2
1,10 150 20,1 0
25 j 0,10 228 32,4 61,1
0,05 248 33,2 65,2
1,10 182 23,8 0
0,10 259 33,8 41,9
OU 0,07 268 35,0 47,2
0,04 283 35,7 50,3
§ 106. ОСНОВНЫЕ ТИПЫ КОНДЕНСАТОРОВ. СМЕШИВАЮЩИЕ КОНДЕНСАТОРЫ
Рис. 210. Струйный конденсатор.
Отработавший пар в конденсаторах стационарных паросиловых установок
почти всегда охлаждается водой. Охлаждающая вода может смешиваться с па-
ром или же отводить от него тепло че-
рез теплопроводные стенки. По этому
признаку все существующие типы кон-
денсаторов можно разделить на две
группы: конденсаторы смешивающие
и поверхностные. Смешивающие кон-
денсаторы бывают струйные, или
инжекционные, и эжекторные.
В струйных конденсаторах вода
и пар смешиваются в герметическом
сосуде. Для увеличения поверхности
соприкосновения воды и пара вода
при входе в конденсатор разбрызги-
вается на мелкие струйки (рис. 210).
Собирающаяся в нижней части кон-
денсатора смесь воды и конденсата откачивается насосом; второй насос отка-
чивает выделяющийся воздух и частично оставшийся несконденсировавшимся
пар. Иногда устанавливается только один мокровоздушный насос, откачиваю-
щий конденсат и воздух. Если высота подъема в конденсатор охлаждающей
воды невелика, то для подачи ее специального насоса не требуется, так как
вода входит в конденсатор за счет всасывающего действия разрежения.
Эжекторный конденсатор имеет меньшие размеры, чем струйный. Устрой-
ство и принцип действия его заключаются в следующем (рис. 211). По трубе
2 охлаждающая вода подается насосом в верхнюю часть конденсатора и,
проходя через сопла 3, размельчается на струи, увлекающие за собой воздух
и отработавший пар. При соприкосновении с водою пар конденсируется. В ре-
зультате отсасывания воздуха и конденсации пара в камере 4 создается необ-
ходимое разрежение. Нагревшаяся охлаждающая вода в смеси с конденсатом
и воздухом проходит через расширяющуюся трубу 5 (диффузор). В диффу-
зоре кинетическая энергия смеси превращается в потенциальную, давление
повышается, и смесь поступает в сборный бак без помощи насоса. В случае
244
затопления конденсатора автоматически открывается клапан, сидящий на
штуцере 1, и пар получает возможность непосредственного выхода в атмосферу.
Охлаждающая вода в эжекторный конденсатор подается центробежным на-
сосом под давлением 1,5—1,7 ата.
В- некоторых более крупных эжекторных конденсаторах диффузор 5 от-
сутствует, и смесь конденсата и охлаждающей воды откачивается из нижней
части конденсатора центробежным насосом, а воз-
дух и несконденсировавшийся пар из верхней
части конденсатора отсасываются воздушным на-
сосом.
При сравнительной простоте конструкции
смешивающие конденсаторы имеют ряд недостат-
ков, ограничивающих область их применения. Так,
например, в смешивающих конденсаторах необра-
ботанная охлаждающая вода и чистый конденсат
смешиваются, что не позволяет направить эту смесь
для питания котлов. Это особенно неудобно для
паротурбинных установок, конденсат которых не
содержит масла и его можно без обработки приме-
нять для питания котлов.
При смешивающих конденсаторах расход энер-
гии на обслуживание вспомогательных механизмов
больше, чем при поверхностных, так как в смеши-
вающих конденсаторах насос должен откачивать не
только конденсат, но и смешанную с ним охлаж-
дающую воду, преодолевая при этом всасывающее 1
действие разрежения. Воздушный насос смешиваю- _ „„ „
гг рис. 211. Эжекторный
щего конденсатора должен отсасывать не только конденсатор.
воздух, вошедший в конденсатор вместе с паром, но
и воздух, вошедший с охлаждающей водой, растворенный в ней. При поверх-
ностном же конденсаторе воздух отсасывается только из парового пространства
конденсатора. Так как для паромашинных установок небольшой мощности
главное значение имеет простота конструкции, а отработавший пар машин за-
грязнен маслом и без очистки для питания котлов непригоден, то в паромашин-
ных установках небольшой и средней мощности применяют, главным образом,
смешивающие конденсаторы. В паротурбинных установках применяются почти
исключительно поверхностные конденсаторы.
§ 107. ПОВЕРХНОСТНЫЕ КОНДЕНСАТОРЫ
Принцип действия поверхностного конденсатора, схематически изображен-
ного на рис. 212, заключается в следующем. Конденсатор представляет собою
сосуд цилиндрической формы, внутри которого размещены тонкостенные труб-
ки 12, закрепленные в трубных досках 5 и 8. К трубным доскам примыкают
водяные камеры 2, 3 и 10. Охлаждающая вода под напором подводится к трубе
1 в камеру 2, проходит по нижним рядам трубок 12 и выходит в камеру 10,
имеющую днище 9, в которой движение воды меняется на обратное. Пройдя по
верхним рядам трубок 12, вода через камеру 3 по сливной трубе 4 выводится
из конденсатора.
Отработавший пар из двигателя поступает в конденсатор через приемную
горловину 6—7 и, омывая поверхности охлаждающих трубок 12, конденсиру-
ется, нагревая протекающую по трубкам воду. Конденсат отработавшего пара
специальным насосом через патрубок 13 отводится из конденсатора. Отсос воз-
духа из парового пространства конденсатора производится через патрубок
11 воздушным насосом.
Конденсаторы, выполненные по указанной схеме, называются двух-
ходовыми, так как вода в охлаждающих трубках делает два хода: туда и
обратно. Применяются также одно-, трех- и четырехходовые конденсаторы.
Э45
Конденсаторы с малым числом ходов требуют большего количества охлаждаю-
щей воды, но обеспечивают незначительный ее нагрев, давая глубокое раз-
режение. Трех- и четырехходовые конденсаторы хотя и требуют меньшего
количества охлаждающей воды, но в них происходит значительный ее нагрев,
и разрежение ухудшается, а размеры конденсатора увеличиваются.
Рис. 212. Схема двухходового поверхностного конденсатора.
Расположение конденсационного оборудования локомобиля СК представ-
лено на рис. 213. Отработавший пар по выхлопной трубе 2 поступает в двух-
ходовой поверхностный конденсатор — водоподогреватель 4. Охлаждающая
поверхность этого конденсатора невелика, и пар в нем конденсируется частично.
Смесь пара и конденсата затем поступает в конденсатор смешения 8, где пар
окончательно конденсируется, а конденсат и воздух мокровоздушным насосом
6 откачиваются в сливную систему 5. Охлаждающая вода в конденсатор сме-
Рис. 213. Конденсационное устройство локомобилей СК.
шения 8 всасывается по трубе 9, а в поверхностный конденсатор 4 нагнета-
ется скальчатым насосом 7, приводимым от эксцентрика, насаженного на корен-
ной вал. Вода, пройдя по трубкам двухходового конденсатора 4, подогревается
и через обратный клапан 3 поступает в котел. Конденсатор 4 играет роль как
конденсатора, так и, главным образом, подогревателя воды, питающей котел.
Выпуск отработавшего пара в атмосферу может быть также произведен из
водоподогревателя 4 по трубе 1.
В стационарных паромашинных установках для уменьшения площади,
занимаемой в машинном зале, а также для уменьшения высоты всасывания
246
охлаждающей воды конденсационные устройства часто располагают в подваль-
ном помещении, под машинным залом.
Схема конденсационной установки паровой турбины представлена на
рис. 214. Охлаждающая (циркуляционная) вода из канала/ через сетчатый фильтр
поступает в циркуляционный насос 20, которым через задвижку 19 нагнета-
ется в водяные камеры конденсатора. Перед пуском циркуляционный насос при
закрытой задвижке 19 заполняется водою при помощи парового эжектора 2,
создающего разрежение в насосе. Для выпуска воздуха из водяных камер
конденсатора в начале его работы имеются клапаны 11. Нагревшаяся в кон-
денсаторе охлаждающая вода по сливной трубе 8 поступает в канал 18. Конец
сливной трубы погружен в воду для создания разрежения в верхних частях
•' Рис. 214. Схема конденсационного устройства паровой турбины.
водяных камер. При таком устройстве вода циркулирует по принципу сифона
и циркуляционный насос должен преодолевать только сопротивление водяной
системы и незначительную разность уровней воды в каналах. При продолжи-
тельных остановках вода из водяных камер выводится через выпускные
краны 14.
Отработавший пар из турбины входит в конденсатор через горловину 9.
Образовавшийся конденсат пара конденсатным насосом 17 откачивается в тру-
бопровод 6.
Воздух из конденсатора отсасывается по трубе 12 двухступенчатым эжек-
тором 4, в который подается рабочий пар по паропроводу 5. Эжектор имеет
холодильники 3, в которых происходит конденсация рабочего пара эжектора
протекающим через холодильники конденсатом турбины. Конденсат из эжек-
тора отводится в паровое пространство конденсатора по трубе 7.
Для наблюдения за уровнем конденсата устанавливается водомерное
стекло 13. При аварийных случаях (остановка насоса и др.) открывается авто-
матический атмосферный клапан 10 для выпуска отработавшего пара непо-
средственно в атмосферу.
§ 108. РАСЧЕТ КОНДЕНСАТОРОВ
Степень разрежения в конденсаторе характеризуется вакуумом. Разли-
чают фактический вакуум V, вычисляемый относительно существующего в дан-
ный момент барометрического давления, и теоретический VT — при идеальной
247
теплопередаче, когда температура входящего в конденсатор пара 1и и темпе-
ратура нагревшейся охлаждающей воды равны.
Совершенство конденсатора оценивается отношением:
> = (108,1)
v т
При нормальной работе конденсатора v = 0,98 4- 0,99.
Фактический вакуум в процентах, характеризующий степень совершенства
удаления воздуха из конденсатора, определяется по формуле:
V = -yl00%, (108,2)
где: В — фактическое барометрическое давление в мм рт. ст.,
Н — вакуум в мм рт. ст.
По уравнению
^CM2 (108,3)
можно, пользуясь показаниями вакуумметра и барометра, определить абсо-
лютное давление в конденсаторе (в кг/см2).
Температура пара при входе в конденсатор в зависимости от его давления
определяется по таблицам водяного пара. Приведение показаний ртутных
приборов к 0°С производится по формуле:
где: Н’ —высота столба ртути при температуре прибора /°C,
Р = 0,0001815— объемный коэфициент расширения ртути.
Если Da—количество поступающего в конденсатор пара, имеющего
теплосодержание in, теплосодержание конденсата—iK, принимаемое равным
его температуре, W — часовой расход циркулирующей охлаждающей воды
(вкг/час), и — соответственно температуры циркулирующей воды при входе
и при выходе, то уравнение теплового баланса конденсатора:
Dn(In — U = W(t2 — (Ю8,4)
Теплосодержание пара при входе в конденсатор при располагаемом теп-
лоперепаде Ht ккал/кг и теплосодержании перед двигателем
in = «1 — ккал/кг. (108,5)
Заменяя /7{т]оэ на , получим:
“э
ia=h — а х (108,6)
иэ
где:а—коэфициент, учитывающий потери на теплоизлучение, а также в генера-
торе и механические. Для турбин мощностью АЛ, < 10000 квт а=1,10;
для турбин с N3 = 50000 квт а = 1,06.
При любой другой мощности №
(а — 1)УВ
(Ю8,7)
Из уравнения теплового баланса (108,4) определяется часовой расход
циркулирующей воды W, а также кратность охлаждения
W
т ~ D
Обычно величина теплоперепада в конденсаторе /п— ?кДля турбин состав-
ляет 52С—550 ккал/кг, для машин — 540—560 ккал/час. Величина кратности
248
охлаждения для турбин небольшой мощности т — 40 4- 50, средней 454-65 и
большой мощности 604-90, доходя в судовых двигателях до 120. Температура
определяется из уравнения:
5—!». + ~ 5зо г ~ г ю.с
т 1 1 т 1 I 1 1
При чистом конденсаторе разность температур обычно бывгет:
8 = ta — tf = 54- 6е С.
Величина охлаждающей поверхности конденсатора:
_ ____ОпОп-'к) .
V п 2 /
(108,8)
(108,9)
(108,10)
t^+ а
где: Д!=1П-----2—
k — коэфициент теплопередачи по опытным данным принимается
1500 — 2500 ккал/м2 час °C. Можно определить k по эмпирической формуле:
k — В У"йГ ккал/м2 час °C, (108,11)
где: а) = 1,5 4- 2,5 м/сек — скорость воды в трубках конденсатора;
В = 2800 для чистых конденсаторов и В = 26004-1900 для загрязненных.
Паровая нагрузка конденсатора и ~ р~1кг1м2 час составляет для паровых
турбин 304-60 кг/м2 час, для паровых машин 154-30 /сг/.и2 час.
Для дальнейшего расчета конденсатора необходимо выбрать число его
ходов. Число ходов конденсатора зависит от кратности охлаждения. При крат-
ности охлаждения т > 80 применяются одноходовые конденсаторы, при
m=50 4-80—двухходовые; прн т = 304-50 — трехходовые и прн т 30—
четырехходовые.
Количество трубок гх в одном ходе конденсатора определяется по сечению
их, необходимому для пропуска всей охлаждающей воды со скоростью
w м/сек. Если d^cM— внутренний диаметр, a f см2 — площадь поперечного
сечения трубок, то
— w — w
360,4? ~ ‘
При числе водяных ходов п общее количество трубок будет z0 = nzv
Наружный диаметр трубок берут в пределах d2 =45 4- 30 мм. В Советском
Союзе для конденсаторов применяют трубки диаметром 17/19 и 23/25 мм.
В зависимости от величины поверхности охлаждения Fexn м2, наружного
диаметра трубок d2 см и их числа г0 длина каждой трубки будет:
104F 104Д
I =
г.а,г,Л Tta^nzr
(108,12)
(108,13)
Минимальный шаг между трубками берется d2 + 9 мм при сальниковом,
закреплении их концов и l,3d2—при развальцовке.
Диаметр конденсатора приближенно определяется по формуле:
£>коВД = «№+1)V^~. (108,14)
где а = 2,0 4- 3,5. Большие значения а берутся для малых конденсаторов.
Чтобы стекающий по поверхности трубок конденсат, обволакивая трубки,
не ухудшал теплопередачу и не переохлаждался, необходимо поверхность
соприкосновения конденсата с трубкой сделать минимальной. Для этого
24»
рекомендуется располагать трубки наклонными рядами (рис. 215). При этом
конденсат соприкасается с трубками лишь немногим больше, чем на х/8 их
поверхности.
В регенеративных конденсаторах для устранения переохлаждения кон-
денсат, стекающий с нижних рядов трубок, вторично нагревается паром.
Переохлаждение конденсата — явление нежелательное, так как каждый 1°
переохлаждения ведет к перерасходу топлива на 0,15—0,20%.
Чередование водяных ходов в конденсаторе должно быть таким, чтобы всту-
пающий в конденсатор пар встречал наиболее теплые трубки.
Конденсаторы строят одинарные и сдвоенные. В сдвоенных конденсаторах,
кроме горизонтальных перегородок, разделяющих водяные ходы, имеется
вертикальная перегородка, делящая весь поток охлаж-
дающей воды на два, независимых друг от друга. Сдвоен-
ные конденсаторы дают возможность производить очист-
ку конденсатора, пропуская пар через одну часть
конденсатора, не останавливая турбины, хотя при этом
мощность турбины и снижается на 35—40%. Сдвоенные
конденсаторы получили название конденсаторов непре-
рывного действия.
Так как при изменении температуры конденсатора
изменяется и длина трубок, то во избежание деформа-
ции трубок необходимо такое их крепление в трубных
досках, которое позволило бы трубкам свободно рас-
ширяться и удлиняться. Можно, например, в одной труб-
ной доске укрепить трубки жестко, на развальцовке, а
в другой — на сальниках.
Чаще трубки ставят в трубных досках с двух сторон на развальцовке,
но с некоторой стрелой прогиба, и температурные удлинения в этом случае
f компенсируются некоторым увеличением стрелы прогиба. Этот способ дает
большую плотность соединения трубок с досками, удешевляет конструкцию
конденсатора и упрощает его сборку и обслуживание и сейчас наиболее распро-
! странен.
Иногда трубки в обеих досках укрепляются жестко, но одна из трубных
досок делается подвижной. Этот способ применяется редко из-за сложной
конструкции подвижной доски.
Трубки изготовляются обычно из латуни. Стальные трубки не применя-
ются из-за интенсивной их коррозии.
' Трубные доски для пресной воды изготовляют из листовой стали. Про-
кладки между досками и корпусом делают из резины или из мастики, в состав
С которой входят сурик, белила и вареное льняное масло. Набивка сальников
\ при подвижных трубках применяется хлопчатобумажная, из шнура, уклады-
ваемого кольцами в 3—5 слоев. Часто применяют также кольца из резины
или из хлопчатобумажной или льняной ткани с пропиткой их салом. Приме-
няют и специальные набивочные массы: фибру и мягкие металлы.
В более ранних конструкциях корпусы конденсаторов изготовлялись
литыми из чугуна, а иногда клепаными из листовой стали. Современные
конденсаторы изготовляются сварными из малоуглеродистой листовой стали с
толщиной стенки
> 8 = ^+5лш, (108,15)
Рис. 215. Расположе-
ние трубок конденсато-
ра наклонными рядами.
где DK — диаметр корпуса конденсатора (в мм).
Боковые крышки и камеры обычно литые чугунные. Крышки должны иметь
достаточное число люков для осмотра и чистки труб.
Проверку прочности конденсатора делают на внутреннее давление 2 ати.
Диаметр приемной горловины (пароприемный штуцер) рассчитывается на ско-
рость пара 100—200 м[сек. Длина охлаждающих трубок не должна превышать
250
Рис. 216. Соединение кон-
денсатора и турбины вол-
нистой трубой.
Рис. 217. Телескопическое соединение
конденсатора с турбиной.
диаметр горловины более чем на 2 м. Приемная горловина часто соединяется
с трубой, имеющей атмосферный клапан. В крупных установках от атмосфер-
ной трубы иногда отказываются из-за ее громозд-
кости.
При размещении конденсатора под турбиной
необходимо обеспечить свободу вертикальных теп-
ловых деформаций конденсатора и горловины, но
так, чтобы эти деформации не передавались тур-
бине. С этой целью применяют следующие способы
соединения выхлопного патрубка турбины с горло-
виной конденсатора:
а) соединение при помощи упругой волнистой
трубы из мягкой стали или меди (компенсатор)
(рис. 216);
б) телескопическое соединение при помощи уплотняемого водой сальника 1
с хлопчатобумажной набивкой 2 (рис. 217);
в) жесткое соединение с разгрузкой веса конденсатора опорными пру-
жинами (15 и 16 на рис. 214; 1 и 5 на рис. 218).
Ориентировочный вес поверхностного конденсатора, не заполненного во-
дой, при стальном корпусе 25—35 кг и при чугунном корпусе 35—45 кг на
1 л2 поверхности охлаждения.
Тепловой расчет смешивающих
конденсаторов производится по тем
же уравнениям, что и поверхностных.
Но в уравнении (108,9) величина 8 при-
нимается от 0 до 6° С в инжекционных
конденсаторах и от 8 до 25° С в эжек-
торных.
Диаметр смешивающего конденса-
тора должен быть в 1,2—1,6 раза
больше диаметра приемного штуцера.
Для паровых турбин длина конденса-
тора в 2,5—3,5 раза больше его диа-
метра. Для паровой машины объем кор-
пуса конденсатора должен быть в .
4—5 раз больше объема ц. н. д. Скорость охлаждающей воды при входе в кон-
денсатор принимают 1,5—2,5 м/сек, при выходе 1,0—2,2 м/сек. Напор воды
для разбрызгивания должен быть в инжекционных конденсаторах не менее
3—5,5 м, а в эжекторных 5,5—7,0 м.
Пример 23. Рассчитать конденсатор для турбины А К-6, для которой рг =
= 35 ата, tx = 350° С. Удельный расход пара 4,83 кг/квт-час- Расход пара через конденса-
тор Da = 27,5 т/час, абсолютное давление в конденсаторе р2 = 0,05 ата. Температура
охлаждающей воды ф = 15° С.
По таблицам водяного пара находим ц = 740,5 ккал/кг, <к = 32,5 ккал/кг. Тогда
по (108,6) теплосодержание пара при входе в конденсатор:
(ц = 1г — а -^60 = 740,5 — 1,1 -^60- = 545 ккал/кг.
Принимая t* = ф + 10° — 15° + 10° — 25° С, нз уравнения (108,4) теплового баланса
находим расход охлаждающей воды:
W = Рп^п~ 1к> = 27’5^5452~31Л =1410 xt’/час = 1 410 000 кг/час.
Находим кратность охлаждения:
Г 140° ,
т = х = w = 51Д
251
При получившейся кратности охлаждения т = 51,3 принимаем число водяных ходов
п = 2 (двухходовой конденсатор).
Принимая температурный иапор 6 — 1°, получаем ta = = 25°+ 7°= 32°С.
Тогда:
дг = ,п_2£+1 = 32_2Ц21 = 12оС.
Z Z
Величина охлаждающей поверхности конденсатора при k = 2000 ккал/м2 час°С:
г AiOn—‘к) 27 500(545 - 32,5) _ 5Я7
®хл 2000 х 12
Выбирая трубки ф = 17 мм = 1,7 см с поперечным сечением f — 2,27 см2 и принимая
скорость воды в трубках w = 2 м/сек, находим число трубок одного хода;
W 1 410 000
г* “ 0,36 fw ~ 360 X 2,27 X 2 “ 835 трубок-
При выбранном числе водяных ходов п = 2 общее число трубок г0 = 845 X 2 =
= 1690 трубок.
Длина трубок:
, Ю4/7--- Ю4 X 587
1 = ' = 3,14 X 1,9 X 1690 = 582 см •
Диаметр корпуса конденсатора приближенно:
DK = 3(d, + 1)Уг7 = 3(1,9+ 1) уТбЭО = 357 см = 3570 мм.
Толщина стенок корпуса конденсатора:
. DK 3570
8 = 100 + 5 = ^00" + 5 = 14
Задания для самостоятельного выполнения
1. Расход охлаждающей воды в конденсаторе 40 ма/сек при расходе пара через конден-
сатор 7700 кг/час. Давление пара при входе в конденсатор рк = 0,8 ата при степени
сухости х=0,9. Определить температуру охлаждающей воды при выходе из конден-
сатора, если при входе \ =20° С. Конденсатор не регенеративный. Отв.: (г = 30° С.
2. У локомобиля СК-250 удельный расход пара 5,3 кг/эфф. л. с. час при эффективной
мощности 250 л. с. Определить расход охлаждающей воды на конденсацию, если при входе
в конденсатор давление пара р2 = 0,12 ата при степени сухости х = 0,88. Температура
охлаждающей воды при входе в конденсатор = 21 ° С. Температура воды при выходе
из конденсатора 36,8°С. Конденсатор смешивающий. Отв.: 1У = 43 я3/час.
§ 109. КОНСТРУКЦИИ ПОВЕРХНОСТНЫХ КОНДЕНСАТОРОВ
Хотя устройство поверхностного конденсатора сравнительно просто, но
количество существующих конструкций конденсаторов весьма значительно.
Большинство конструкций отличается друг от друга, главным образом,
расположением трубок и формой корпуса. Важнейшим из конструктивных
факторов, влияющих на работу конденсатора, является расположение охлаж-
дающих трубок. Путь пара от входной горловины до штуцера воздушного
насоса должен быть по возможности проще (в идеале—прямым). Число перегоро-
док между трубками должно быть минимальным, и вся система трубок должна
давать наименьшее сопротивление проходу пара. Расположение трубок, как
указывалось, должно быть таким, чтобы поверхность их возможно меньше
смачивалась конденсатом. При сплошном заполнении всего объема конден-
сатора трубками поток пара омывает их неравномерно, поверхность охлаждения
оказывается неравномерно нагруженной, и часть ее слабо используется. При
значительной густоте трубок конденсат переохлаждается. Переохлаждение
конденсата вызывает пережог топлива, так как конденсат используется для
питания котлов. При переохлаждении в конденсате растворяется воздух,
который приходится удалять в специальных деаэраторах, чтобы избежать
коррозии металла паровых котлов. Поэтому в современных конденсаторах
252
Рис. 218. Конденсатор с центральным потоком пара турбин ЛМЗ:
I—5—пружинные опоры-компенсаторы; 2—отсос паровоздушной смеси; 3 — шахмагио рас-
положенные трубки; 4,—радиально расположенные трубки; в —опоры; 7—выход конденсата.
трубками заполняется не весь объем конденсатора, а между трубками оставля-
ются проходы.
На рис. 218 представлен одноходовой конденсатор турбины на 100000 кет
Ленинградского металлического завода имени Сталина. В этом конденса-
торе осуществлен поток пара к центру. Пар входит в конденсатор сверху, а
конденсат удаляется через патрубок 7. Для удаления воздух’а в центре кон-
денсатора между внутренними трубками 3 помещена труба 2. Благодаря
потоку пара к центру, пар в нижней части корпуса имеет почти такое же
Рис. 219." Конденсатор ЛМЗ V-образного типа с боковым отсосом ноздуха:
I и / — трубки переднего хода; 2 — трубки заднего хода; з — отсос воздуха; 3 — окна в перегородках.
давление, как и при входе, и переохлаждение конденсата при этом получается
весьма незначительным.
На рис. 219 представлен двухходовой конденсатор V-образного типа
ЛМЗ. Отсос воздуха производится из боковых камер 5, снабженных реб-
ристыми холодильниками. Выходящий из турбины пар заполняет среднюю
часть конденсатора, получает равномерный доступ к охлаждающим трубкам.
В нижней части конденсатора давление и температура пара почти не отлича-
ются от давления и температуры в верхней части, и переохлаждение конден-
сата почти не происходит. Конденсатор разделен вертикальной перегородкой
254
на две независимые друг от друга части и поэтому является конденсатором
непрерывного действия.
На рисунках 179 и 180 даны разрезы бесподвальных турбин с двуххо-
довыми конденсаторами.
§ 110. КОНДЕНСАТОРЫ ДРУГИХ типов
При невозможности осуществить проточное или циркуляционное охлаж-
дение для конденсаторов с неглубоким вакуумом применяют испарительное
или воздушное охлаждение.
В испарительных конденсаторах пар протекает по трубкам, которые омы-
ваются разбрызгиваемой водой, стекающей по рядам трубок тонкой пленкой.
При движении по системе трубок охлаждающая вода за счет тепла трубок ча-
стично испаряется и при испарении интенсивно отводит от них тепло. Испари-
тельные конденсаторы применяются для давлений от 0,1 до 0,25 ата и бывают
чугунные и латунные. Чугунные конденсаторы работают с нагрузкой поверх-
ности = 5 кг/xt2 час, латунные при искусственной циркуляции воздуха
могут работать с нагрузкой до = 40 кг!м2 час. Испарительные конденса-
гохл
торы применяются на турбовозах и изредка в мелких паромашинных уста-
новках.
Воздушные конденсаторы применяются в легких паросиловых установ-
ках, на турбовозах и на паровозах с тендерами-конденсаторами.
Воздушный конденсатор передвижной паросиловой установки ППЭС-40
имеет два радиатора с латунными трубками с общей площадью охлаждения
140 xt2. Температура конденсата 70—90° С. Усиленная циркуляция воздуха,
между трубками радиатора создается турбовентилятором, работающим мя-
тым паром паровой машины.
Воздушный конденсатор наших конденсационных паровозов СОК имеет
18 секций по 140 трубок в каждой. Охлаждающая поверхность всего конден-
сатора 2322 xt2 при количестве конденсируемого пара Dn = 14000 кг!час. Для
создания циркуляции охлаждающего воздуха между трубками, по которым про-
текает пар, установлены три вентилятора, работающие при 7000 об/мин. Мощ-
ность турбины мятого пара, приводящей вентиляторы, около 200 л. с.
ГЛАВА XXI
ВСПОМОГАТЕЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ КОНДЕНСАЦИОННОЙ
УСТАНОВКИ
§ 111. НАСОСНАЯ ГРУППА КОНДЕНСАТОРОВ
Во время работы конденсатор обслуживается группой насосов. Циркуля-
ционный насос создает напор охлаждающей воде, конденсатный насос
откачивает из конденсатора конденсат, и воздушный насос, или эжектор, от-
сасывает воздух и несконденсировавшийся пар. В небольших установках
конденсат и воздух удаляются одним мокровоздушным насосом.
Для подачи охлаждающей воды и для откачивания конденсата приме-
няются, главным образом, центробежные насосы. Поршневые насосы приме-
няются только в небольших паромашинных и локомобильных установках.
Центробежные насосы приводятся в действие от вала турбины в беспод-
вальных устройствах, от электродвигателя или от специальной турбинки
при подвальной турбине. Электродвигатель в эксплуатации дешевле и поэтому
имеет большое распространение, однако при авариях в сети он останавлива-
ется. Турбинки расходуют много пара, но надежнее в работе. Иногда применяют
комбинированный привод «мотор—турбина». Мотор является основным двига-
телем, а турбина включается автоматически при остановке мотора.
255
Производительность циркуляционных насосов определяется по расходу
охлаждающей воды. Мощность для привода насоса определяется по формуле:
W н
^ирк = 27^ А-
ГНЯ(,77
N„- = (11 1 >2)
вдрк 367 vj нас ’ ' >
где: 1Гна0 — количество воды, подаваемой (насосом (в м3/час):
^нас = W + ^масл охл + ^возд охл;
^ = 0,65 4-0,75;
Н = Явеас + Янагн + Нсопр + Исифона М ВОД’ СТ- 0 11 >3)
Допустимая высота всасывания /7всас зависит от температуры воды и не
должна превышать 6 м при = 0°. Высоту всасывания принимают 4 4- 6 м.
Гидравлическое сопротивление конденсатора Я00Пр составляет обычно
4 4- 5 м при скорости воды 1,5 4- 2,5 м/сек.
Конденсатные насосы обычно выполняются как центробежные. Работа
конденсатных насосов осложняется тем, что засасывать надо конденсат при
температуре 304-40° С," преодолевая всасывающее действие вакуума. Мощ-
ность двигателя конденсатного иасоса определяется по формуле:
D„/7
^коид = 367г)нас’ кв/п’ U11 »4)
где 7) нас = 0,5 4- 0,6.
Для поддержания глубокого вакуума в конденсаторе необходимо удалять
проникающий туда воздух. Воздух в конденсатор проникает за счет присоса
через неплотности и с паром из котла. Количество воздуха в питательной воде
невелико. Количество воздуха, удаляемого из конденсатора, определяют по
эмпирическим формулам:
для турбин высокого давления
СВ =2^+1’36 ^!ЧаС' (И1,5)
для турбин низкого давления
Gb = 1 >5( гДоо + 1 ’36) V11 ’6)
для паровых машин
GB = (0,6 W + 5,50 ) кг/час, (111,7)
ГК
где: Dn—расход пара через конденсатор (в кг/час),
W — расход охлаждающей воды (в кг/час),
рк — давление в конденсаторе (в ата).
Для отсасывания воздуха применяют эжекторы—пароструйные и водо-
струйные, а также ротационные насосы.
Действие водоструйных эжекторов (рис. 220) основано на том, что вода под
большим давлением подается в патрубок 3 и через камеру 2 поступает в сопло
1, из которого выходит с большой скоростью, засасывает через патрубок 5
из конденсатора воздух и вместе с ним выходит через диффузор 6. В диффу-
зоре кинетическая энергия водовоздушной смеси превращается в потенциальную
энергию напора. На воздушном патрубке имеется обратный клапан 4, преду-
преждающий попадание воды в конденсатор из эжектора. Водоструйные
255
эжекторы расходуют около 10% всего количества охлаждающей воды. Вода,
входящая в водоструйный эжектор, должна иметь напор 15—30 м водяного
столба. Напор этот создается центробежным насосом, находящимся в общем
кожухе с циркуляционным насосом.
Пароструйный эжектор работает паром с давлением не менее 8 ата. Двух-
ступенчатый пароструйный эжектор ЛМЗ (рис. 221) работает следующим обра-
зом. Свежий пар через патрубок 2 подводится к расширяющемуся соплу 3.
Эжектор низкого давления (первая ступень) соединен с конденсатором пат-
рубком 4. Паровая струя, вытекающая из сопла со скоростью выше критиче-
ской, увлекает воздух в диффузор 1, в кото-
ром давление паровоздушной смеси повыша-
ется за счет уменьшения ее скорости. Из диф-
фузора смесь, пройдя через цилиндрическую
насадку 5, входит в холодильник, где сопри-
касается с охлаждающими трубками 6. Нахо-
дящийся в смеси пар при этом конденсируется
и отводится в конденсатор. Из холодильника
по трубе 10 воздух переходит во вторую
ступень эжектора 9, действие которой подоб-
но действию первой ступени. Так как давлен
ние во второй ступени выше атмосферного,
то воздух свободно выходит из эжектора на-
ружу. Охлаждающая вода в холодильники
подается по трубе 7 из конденсатора. Трубки
холодильника двойные, конденсат поднимается
по внутренним трубкам, а опускается по
кольцевому зазору между внутренними и
наружными трубками. Эжектор расходует
0,6—0,8% пара, расходуемого турбиной.
Пароструйные эжекторы являются наиболее
распространенными приборами для отсоса
воздуха из поверхностных конденсаторов.
Ротационный водоструйный насос, или
ротационный эжектор (рис. 222) действует,
используя ускорение струи воды. При работе
насоса вода подводится в центральную его
часть 2 и через сопло 4 поступает на вра-
щающееся со скоростью около 3000 об/мин
лопастное колесо 1. На лопастном колесе вода
разделяется на мелкие струйки, которые действием центробежной силы выталки-
ваются в камеру 5. Так как камера 5 соединена через патрубок 3 с конденсато-
ром, то струйки воды, выходя из этой камеры и создавая в ней разрежение,
отсасывают воздух из конденсатора. При проходе через диффузор 7
скорость Еодовоздушной смеси понижается за счет увеличения давления
до 1,05—1,10 ата, вследствие чего воздух выходит наружу. Перед пуском насоса
через канал 6 впускается пар, создающий в камере 2 необходимое разрежение,
на что требуется от 10 до 15 мин.
Мокровоздушные насосы применяются для одновременного удаления кон-
денсата и воздуха из конденсаторов паромашинных установок. Мокровоздуш-
ные насосы бывают горизонтальные и вертикальные, с клапанами и со всасы-
вающими щелями.
Принцип действия и конструкции горизонтального мокровоздушного насоса
(рис. 223) заключается в следующем. Внутри общей отливки насоса помещается
цилиндр 7, внутри которого движется поршень 8, приводимый штоком 5.
Внутренняя полость насоса делится перегородкой 10 на две камеры, каждая
из которых имеет всасывающий и нагнетательный клапаны. При движении
поршня вправо в левой камере открывается всасывающий клапан 1 и закры-
257
17 1111
вается клапан 2. В правой камере в это время закрывается всасывающий
клапан 6 и открывается нагнетательный 4. В левую камеру всасывается
водовоздушная смесь по патрубку 9, а из правой камеры смесь через трубку 3
выводится наружу. При движении поршня влево в правую камеру водовоз-
душная смесь всасывается, а из левой удаляется.
Рис. 221. Двухступенчатый пароструйный эжектор МВ ЛМЗ:
1— диффузор, 2—патрубок подвода пара, 3—паровое сопло, 4—патрубок подвода воздуха,
Л—цилиндрическая насадка, 6 — трубки, 7—подвод охлаждающей воды, 8—соединитель-
ный трубопровод, 9—вторая ступень эжектора, Ю—соединительная труба.
Чаще применяются мокровоздушные насосы со всасывающими щелями
(рис. 224), имеющие следующую конструкцию. Водовоздушная смесь посту-
пает в насос по трубе 1 и заполняет пространство между стенками корпуса 7
и поршнем 6, имеющим воронкообразную форму. При движении поршня вниз
он вытесняет воду, уровень ее поднимается, достигает всасывающих щелей 4,
расположенных по окружности втулки, и вода переливается внутрь поршня.
258
При ходе поршня вверх верхняя кромка его перекрывает щели, а неподвиж-
ный вытеснитель 5, представляющий собою продолжение крышки 3, застав-
, ляет уровень воды внутри поршня подниматься, и вода выталкивается через
нагнетательные клапаны 2. Одновременно при ходе поршня вверх происходит
всасывание воды в корпус 7 из конденсатора. Для крупных паромашинных
установок применяют сдвоенные насосы подобного типа.
Преимущество насосов со всасывающими щелями заключается в простоте
конструкции и в возможности получить хороший вакуум.
Клапаны мокровоздушных насосов обычно резиновые. Клапан свободно
надет на шпиндель и при открывании имеет возможность несколько подниматься
вверх.
§ 112. ВОДОСНАБЖЕНИЕ КОНДЕНСАЦИОННЫХ УСТРОЙСТВ
Для конденсации отработавшего пара в конденсатор надо подавать ох-
лаждающую воду в количестве W — mDu. Это количество воды колеблется
в очень широких пределах. Так, для локомобиля СК-125 расход воды на конден-
сацию составляет 20 ма/час, а для турбины мощностью 100 000 кет доходит
до 200000 м3)час. Водоснабжение конденсационных устройств может быть пря-
моточное, в котором вода используется в установке один раз и не возвращается
в источник водоснабжения, и обратное, или циркуляционное, при котором
вода используется многократно. В циркуляционных системах года, нагрев-
шаяся в конденсаторе, направляется в охлаждающее устройство, нз которого
снова поступает на станцию.
Прямоточное водоснабжение дает более глубокое разрежение в конденса-
торе благодаря низкой температуре охлаждающей воды, но оно применимо
лишь при наличии вблизи станции естественного источника, удобно обеспечива-
ющего все количество требуемой воды. При отсутствии такого источника или
неудовлетворительном качестве воды в нем, применяют обратное охлаждение.
При циркуляционном (обратном) охлаждении в качестве охлаждающих
устройств применяют естественные или искусственные охлаждающие пруды,
брызгальные бассейны и градирни. При охлаждении в прудах циркуляцион-
ная вода подводится к конденсационному помещению электростанции по каналу,
из которого она забирается насосами, прогоняется через конденсаторы и вы-
годится в пруд на некотором расстоянии от места забора с тем, чтобы при пе-
ретекании воды к месту забора температура ее сделалась равной начальной.
Температура воды в пруде понижается, главным образом, за счет теплоот-
дачи с поверхности пруда и отчасти за счет испарения воды. С единицы по-
верхности пруда может быть отведено тепла qnv = 1000 4- 2000 ккал 1м2 час.
Поверхность пруда должна быть значительной: 40 4- 50 м2 на 100 кг I час кон-
денсирующегося пара. Большая поверхность охлаждающих прудов явля-
ется крупным недостатком и ограничивает их применение.
При разбрызгивании нагревшейся воды размеры пруда можно значитель-
но уменьшить. Теплообмен в брызгальном бассейне намного интенсивнее и
отдача тепла на единицу поверхности составляет qOp =8000-415 000 ккал [м2 час
или 5 4- 7 м2 на 100 кг}час конденсирующегося пара. При охлаждении
в брызгальных бассейнах (рис. 225) нагревшаяся вода подводится к специаль-
ным соплам, расположенным над бассейном, и выбрасывается из них в виде
фонтанов. Вода к соплам должна подводиться под напором 6 4- 8 м водяного
столба. Недостатком брызгальных бассейнов является большей унос распы-
ленной воды, достигающий 4 4- 6% от всей охлаждающей воды. Брызгальные
бассейны создают большую влажность воздуха и поэтому не должны распола-
гаться ближе чем на 150 м от строений и дорог.
Ветер оказывает большое влияние на работу брызгальных бассейнов,
что тоже является серьезным их недостатком. Недостатки брызгальных бас-
сейнов в значительной степени устраняются в градирнях. Градирни могут
быть открытого и закрытого типа — башенные. Башенные градирни, в свою
очередь, бывают капельные и пленочные. Градирни открытого типа не рассчи-
260
таны на охлаждение больших количеств воды и применяются; главным об-
разом, на станциях с двигателями внутреннего сгорания. Башенные градирни
могут охлаждать значительные количества воды и широко применяются
на электростанциях. Схема установки башенной градирни представлена на
Рис. 225. Схема брызгальиого бассейна:
2 —разбрызгивающие сопла: 2— разводящие трубы, 3— конденсатор; 4 —циркуляционный
насос; 5 —забор воды из бассейна; б —подпиток воды; 7— спуск воды.
рис. 226. Нагревшаяся в конденсаторе вода подается на ороситель 3, окружен-
ный стенками 1 с отверстиями (жалюзи), через которые подводится воздух,
вытягиваемый в трубу башни (камин) 2.
Рис. 226. Схема охлаждения с башенной градирней.
В оросителе вода тонкими пленками стекает вниз по большому количеству
горизонтальных планок, расположенных амфитеатром, разбрызгивается и
охлаждается, отдавая часть тепла проходящему через градирню воздуху.
Охлажденная вода стекает в бассейн 5, _из которого она по^ трубам 6 заби-
рается циркуляционным насосом 7.
261
С помощью насоса 4 пополняют убыль воды вследствие ее испарения.
В зависимости от устройства оросителя градирни бывают капельные, в кото-
рых вода для охлаждения разбрызгивается на мелкие капли, и пленочные, в
которых вода стекает по планкам оросителя тонкой пленкой. Иногда применя-
ют брызгальные градирни, в которых вода разбрызгивается при помощи со-
пел. Вытяжные башни чаще всего сооружаются из дерева, реже из железо-
бетона. Для увеличения вытяжного действия башни и эффективности
охлаждения иногда применяют искусственную тягу при помощи вентиляторов.
Эффективность охлаждения в градирнях выше, чем в брызгальных бассейнах
и достигает qrv = 40 000 4- 100 000 ккал 1м2 час. Потери на испарение в сред-
нем составляют 1 4- 2% от общего количества охлаждающей воды.
ЧАСТЬ ПЯТАЯ
ОБСЛУЖИВАНИЕ И РЕМОНТ ПАРОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
ГЛАВА XXII
ЭКСПЛУАТАЦИЯ ПАРОВЫХ МАШИН
§ 113. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
'Знание конструкций паровых двигателей и теории рабочего процесса,
протекающего в них, необходимо для грамотной эксплуатации их. Персонал,
обслуживающий паровой двигатель, должен обеспечить бесперебойную и
безаварийную работу двигателя на полную мощность, необходимую для исправ-
ного действия всех приводимых им механизмов.
В нашей стране, в отличие от капиталистических стран, каждый работник,
которому доверена социалистическая собственность и обслуживание ее, за-
интересован в наилучшей постановке работы, в повышении производитель-
ности труда и экономичности установки. Поэтому работник, обслуживающий
паросиловую установку, должен не только твердо знать и строго выполнять
все правила и инструкции по уходу за работой двигателя, но и стремиться
к повышению экономичности работы установки, к работе ее на полную необхо-
димую мощность, к поддержанию двигателя в исправном состоянии и к про-
длению сроков его безремонтной работы.
Обычно сроки ревизий — профилактических осмотров и ремонтов дви-
гателя—планируются заранее, причем предусматриваются как предупредитель-
ные осмотры, так и текущий и капитальный ремонт двигателя в определенные
сроки. Это необходимо для того, чтобы обеспечить нормальное снабжение про-
изводства энергией. Часто механикам-стахановцам удается совмещать эти ре-
визии с плановыми или случайными остановками двигателя так, чтобы почти не
выводить двигатель из эксплуатации специально для осмотров и ремонтов.
Обслуживающий персонал обязан вести книгу осмотров и ремонтов двига-
теля, куда заносятся дата осмотра, его результаты, принятые меры или про-
изведенные исправления, установленные зазоры и т. д. В эту же книгу (иливот-
дельный журнал) записываются замеченные во время работы неполадки и
неисправности и т. д.
Правильная эксплуатация двигателя, его ревизии и ремонт должны обес-
печить полную безопасность работы как персонала, так и всего оборудования.
Поэтому работники силовых станций обязаны знать и точно выполнять пра-
вила техники безопасности, утвержденные Министерством электростанций или
ведомством, которому подчинена силовая установка. Нарушения этих правил
не могут быть оправданы никакими соображениями и караются в администра-
тивном или судебном порядке. Начальники паросиловых станций, цехов, ма-
стерских и т. п. должны не только сами выполнять все правила техники безо-
пасности, но и обеспечить инструктаж подчиненных им работников в отношении
безопасных методов работы и проверять выполнение соответствующих
правил и инструкций.
263
§ 114. ОБСЛУЖИВАНИЕ ПАРОВОЙ МАШИНЫ
Подготовка машины к пуску состоит из осмотра машины, прогрева ее
цилиндров и опробования ее паром.
При осмотре машины особое внимание обращают на детали, подвергав-
шиеся разборке или ремонту. Все запасные части, инструмент, приспособления
и материалы должны быть убраны и части машины чисто вытерты. Осматри-
вают и опробуют действие насосов, обслуживающих машину. Проверяют,
имеет ли выход вода или масло, нагнетаемые насосами, приводимыми в движение
самой машиной. Осматривают контрольно-измерительные приборы, которыми
снабжена машина — манометры острого пара, противодавления и на отборах,
тахометр, вакууметр на конденсаторе, термометры и пр.
Осматривают смазочные приборы, заливают масло в масленки, проверяют
исправность маслопроводов.
Осматривая движущиеся части, надо убедиться в том, все ли гайки на них
надежно укреплены шплинтами, стопорами или прочно законтрагаены. Необ-
ходимо убедиться в том, что ничто не помешает движению частей машины, что
на движущихся деталях, на параллелях, на раме, в картере нет посторонних
предметов или забытого инструмента. Если машина подвергалась разборке, надо
опробовать ее, повернув вал вручную валоповоротным механизмом.
Закончив осмотр, приступают к прогреву цилиндров. Для этого ставят
поршень в мертвое положение, открывают продувательные краны и, слегка
Открыв пусковой вентиль, пускают пар в цилиндр, но так, чтобы он, не созда-
вая заметного давления в цилиндре, успевал выходить через краны. Через
10—12 минут закрывают вентиль, и, повернув кривошип в противоположную
мертвую точку, повторяют прогрев другой полости цилиндра. Эту операцию
повторяют несколько раз до полного, равномерного прогрева цилиндра (общая
продолжительность прогрева холодных цилиндров должна занимать около
часа). Если машина многократного расширения, то одновременно с ц. в. д.
прогревают н остальные цилиндры, пуская пар в ресиверы при помощи вспо-
могательных золотников.
Когда цилиндры машины прогрелись, что можно узнать наощупь или
по тому, что из кранов продувания выходит прозрачная струя пара, присту-
пают к опробованию машины. Пробные обороты следует всегда делать на хо-
лостом ходу с выключенным отбором пара. Для пробного пуска ставят машину
«па ход», т. е. так, чтобы кривошип (ц. в. д.) перешел через какую-либо из
мертвых точек на 25—30° и медленно открывают пусковой вентиль, постепенно
доводя число оборотов машины до нормального. Продувательные краны при
пробном пуске машины должны быть открыты и закрывают их только после
достижения нормального числа оборотов.
Если машина снабжена поверхностным конденсатором, то отработавший
пар выпускают в конденсатор, по трубкам которого заранее должна цирку-
лировать вода. Если конденсатор смешивающий, то обычно опробование
машины начинают при работе ее на выхлоп и только после достижения числа
оборотов, равного половине нормального, переключают отработавший пар на
конденсатор.
Опробование ведут в течение 10—15 минут, во время которых необходимо
внимательно осматривать машину и прислушиваться к ее работе. При появ-
лении стуков, ненормального шума, нагревания трущихся деталей, ненормаль-
ных показаний приборов или других неполадок, необходимо остановить
машину, выяснить причину ненормальности и устранить ее. Убедившись
в нормальной работе машины, сообщают о готовности машины к принятию
нагрузки.
Получив разрешение или убедившись в необходимости переключения ма-
шины на нагрузку, переводят ремень с холостого шкива на рабочий или вклю-
чают возбуждение электрогенератора и рубильники нагрузки. После принятия
нагрузки надо снова проверить, плавно ли работает машина, не появляются ли
264.
в ней ненормальные явления (стуки, нагрев трущихся частей и т. д.),
правильно ли подается смазка.
Во время работы машины дежурный машинист все свое внимание должен
сосредоточить на уходе за машиной и наблюдении за ее работой. Он должен
следить за показаниями контрольно-измерительных приборов, прислушиваться
к ритму работы машины, осматривать и ощупывать доступные детали, обеспе-
чивать подачу смазки на ткущиеся части, регулировать работу машины и,
главное, быть бдительным и готовым в любую минуту вмешаться в работу ма-
шины, устранить возможную неисправность, а в случае необходимости не-
медленно остановить машину.
Лишь в крайнем случае явно аварийного состояния машины, угрожающего
жизни людей или поломкой машины, машинист имеет право и даже обязан не-
медленно, без предупреждения кого-либо, остановить машину. В случае более
мелких неполадок, машинист должен немедленно вызвать старшего по смене
или начальника силовой станции, но стараться не прекращать работы маши-
ны, так как неожиданная остановка ее может иногда привести к авариям на
производстве.
Дежурный машинист должен вести машинный журнал, в котором отме-
чается время пуска и остановки машины, изменения в режиме ее работы;
периодически записываются показания контрольно-измерительных приборов-
и неполадки, имевшие место во время смены. В этом же журнале отмечается
время приемки и сдачи смены и расписываются машинисты, сдающий и прини-
мающий смену.
Машинист, сдающий смену, должен привести в порядок машинное от-
деление и машину: чисто обтереть доступные части машины, заполнить маслом
масленки, слить грязную смазку с поддонов и противней, проверить наличие
и убрать в установленные места инструмент, материалы и запасные части,
которыми пользовались во время смены.
Машинист, принимающий смену, обязан явиться на смену за несколько
минут до срока. Если кочегары, обслуживающие котел, подчинены дежур-
ному машинисту, то прежде всего надо проверить их работу и состояние котла.
Затем принимающий смену обязан проверить записи в машинном журнале
и осведомиться у сдающего смену о неполадках, имевших место в течение
его смены. Машинист, принимающий смену, должен личным осмотром убе-
диться в исправном состоянии машины и механизмов машинного зала и no-
возможности опробовать их действие. Кроме того, он должен проверить и при-
нять инструмент, материалы и запасные части, передаваемые ему сменяющимся
машинистом.
Лишь после этого принимающий смену делает запись в журнале о приеме-
смены и отпускает сдавшего смену. С этого момента машинист, принявший
смену, несет полную ответственность за машину и ее хозяйство.
§ 115. ПРАВИЛА ТЕХНИКИ БЕЗОПАСНОСТИ
В нашей стране человеческая жизнь ценится выше всего и поэтому со-
ветские законы устанавливают строгую ответственность за нарушения правил
техники безопасности. Некоторые основные общие правила техники безопас-
ности приведены ниже, но у каждой паросиловой установки имеются свои
специфические особенности, и поэтому начальник паросиловой станции должен
дополнить эти общие правила конкретными правилами, обеспечивающими
безопасную работу персонала станции.
При оборудовании машинного зала надо выполнять следующие правила:
1. В непосредственной близости от машины пол машинного зала не дол-
жен быть гладким (металлические листы, линолеум и пр.), чтобы исключалась
возможность скольжения ног на полу.
2. Все движущиеся части машин и механизмов должны иметь ограждения,
исключающие возможность захвата одежды или ранения проходящих или ра-
ботающих людей.
3. У вертикальных машин для обслуживания цилиндров должны быть
оборудованы удобные и надежные площадки, снабженные ограждениями.
4. Трубопроводы, имеющие температуру выше 70° С, должны быть по-
крыты изоляцией для уменьшения потерь тепла и для предохранения от
•ожогов при прикосновении к ним.
5. Машинный зал должен иметь хорошую вентиляцию и освещение.
В особенности хорошо должны быть освещены контрольно-измерительные при-
-боры.
При обслуживании паровой машины необходимо соблюдать следующие
правила:
1. Выходы из машинного зала не должны запираться.
2. Запрещается производить смазку, обтирку машины и особенно ощупы-
вание движущихся частей ее, если опасность получения ранения не
исключена.
3. Запрещается производить какие бы то ни было ремонтные работы между
движущимися частями машины (подтяжка гаек сальников, крепление гаек
•стопоров и пр.).
4. Перед вскрытием крышки цилиндра, золотниковой коробки или раз-
«боркой паропровода и пр. надо обязательно убедиться, что в данной полости
нет пара или горячей воды. Убедиться в этом надо путем открытия продува-
тельных кранов, вывинчивания пробок и пр.
§ 116. НЕПОЛАДКИ В РАБОТЕ МАШИНЫ И ИХ УСТРАНЕНИЕ
1. Пропуски пара. Наружные пропуски пара во фланцах или
в сальниках легко обнаружить и их необходимо устранять при первой возмож-
ности путем подтяжки болтов, замены набивки сальника или прокладок между
фланцами. Пропуск пара внутренними органами машины можно обнаружить
по изменению показаний манометров и вакуумметра или по индикаторной диа-
грамме, сличая линии расширения и сжатия практической и теоретической
диаграмм.
Можно обнаружить пропуск пара в парораспределительных органах опыт-
ным путем, поставив поршень в такое положение, при котором каналы должны
быть закрыты, и открыв пусковой вентиль. По струе пара, выходящей из инди-
каторных кранов, можно судить о плотности золотника или клапанов. Про-
пуск пара поршнем можно обнаружить, поставив его в мертвое положение и
открыв пусковой вентиль. По струе пара, выходящей из индикаторного крана
противоположной полости, можно судить о пропуске пара.
Пропуски пара внутренними органами устраняются шабровкой золотни-
ков, протиркой клапанов или сменой колец поршня или цилиндрического зо-
лотника.
2. Нагревание трущихся частей. Работа трения вызы-
вает неизбежное повышение температуры трущихся частей и поэтому она всегда
выше температуры окружающего воздуха. Надо, однако, следить за тем, чтобы
эта разность температур не превышала 40°, так как такое нагревание является
уже ненормальным.
Повышение температуры можно определить, ощупывая трущиеся части,
а в ответственных случаях по специальным термометрам. Причиной нагревания
может быть отсутствие или недостаток смазки, слишком сильная или слишком
слабая затяжка подшипника, неправильная пригонка вкладыша или наличие
перекоса.
При обнаружении нагревания надо, прежде всего, обильно подать на тру-
щиеся части чистую смазку (если температура их высока — лучше подать
цилиндровое масло). Затем надо проверить поступление смазки и устранить
причины, мешающие правильной подаче смазки. Можно ослабить немного
болты, стягивающие подшипники, если нмеетея опасение, что затяжка была
чрезмерной или при сборке допущен перекос.
Запрещается охлаждать нагревшийся подшипник водой, так как это
может вызвать поломку вала, если подшипник захватит шейку, или появление
трещин в шейке.
Если принятые меры не устраняют нагревания или если нагрев сразу
обнаружен в опасных пределах, надо сообщить об этом начальнику, а в случае
повышения температуры дд такой степени, что начинается пригорание смазки, то
надо убавить ход, уменьшить число оборотов или остановить машину.
3. Стуки в машине. Наиболее частая причина появления стуков
в машине, особенно работающей насыщенным паром,— водяные удары от по-
падания воды в цилиндр, в результате чрезмерного повышения уровня воды
в котлах, резкого увеличения расхода пара или других причин, вызывающих
вскипание воды в котлах. Стук от водяных ударов можно отличить по характеру
звука, по тому, как нарастает этот звук, и по подрыву предохранительных
клапанов цилиндра. При появлении его надо немедленно открыть продуватель-
ные краны цилиндра, а если это не помогает, то убавить ход машины до устра-
нения причин попадания воды в цилиндр.
Стук от попадания в цилиндр постороннего предмета (например от обрыва
головки болта, крепящего крышку или обод поршня) резкий, металлический и
сразу сильный, без нарастания. В этом случае требуется немедленная остановка
машины.
Стук от ослабления гаек поршневого штока или от слишком больших за-
зоров в подшипниках шатуна не может появиться внезапно, а нарастает посте-
пенно, в течение длительного времени. В этом случае надо на слух определить
место стука и доложить начальнику о необходимости остановки машины. Если
стук появился в одном из подшипников, то для выявления, который из них
стучит, можно поочередно давать в них обильную смазку. По уменьшению стука
в первый момент после подачи смазки можно установить место стука.
Причиной стука может быть также и появления слабины в поршневых
кольцах, появление «наработок» (рубцов) при отсутствии свеса поршневых ко-
лец или сжатие паром поршневого кольца при слишком большом свесе его.
Иногда в цилиндре может слышаться скрип при движении поршня или
золотника, особенно заметный на малых оборотах. Если скрип слышен систе-
матически и не исчезает при обильной подаче смазки, то следует доложить
начальнику о необходимости разобрать и осмотреть цилиндр. Причиной такого
скрипа может быть лопнувшее поршневое кольцо, заедание и задиры на рабочих
поверхностях цилиндра или золотника, попадание в цилиндр твердых частиц
(окалина из паропровода, грязная смазка и т. п.).
Получив указание остановить работу машины, машинист должен дать
сигнал о разгрузке приводимых механизмов и по истечении предупредитель-
ного срока перевести ремень на холостой шкив или снять возбуждение с ге-
нератора.
Затем открывают продувательные краны, переключают выпуск пара на ат-
мосферу, закрывают вентиль охлаждающей воды смешивающего конденсатора
и останавливают все насосы конденсационного устройства.
Прекратив подачу смазки, останавливают машину, тщательно обтирают
и осматривают ее детали, ощупывают трущиеся части с целью выявления мест
перегрева их. Записывают в журнал причину и время остановки машины и за-
меченные ненормальности в ее работе.
В зимнее время надо следить за тем, чтобы температура в помещении не
опускалась ниже 0° С, чтобы не допустить замораживания воды в рубашках,
дренажах, водопроводах и пр. Если предстоит длительная остановка, то надо
отъединить трубопроводы и удалить из них и из рубашек всю находившуюся
там воду.
При остановке машины на консервацию необходимо тщательно смазать
все трущиеся и наружные части машины, подверженные коррозии, густым слоем
масла.
267
§ 117. ИСПЫТАНИЯ ПАРОВЫХ МАШИН
Вновь установленная или вышедшая из капитального ремонта паровая
машина подвергается испытаниям, имеющим целью выявление основных
характеристик машины. При полном теплотехническом испытании паровой
машины измерением определяют:
Индикаторную мощность (в л. с.).........................
Число оборотов вала в минуту............................
Расход пара на машину (в кг/час) .......................
Параметры впускаемого пара: давление (в ата) .......
температуру перегретого пара (в °C) ..............
или степень сухости влажного пара.................
Параметры выпускаемого пара: давление (в ата) ..........
степень сухости ..................................
Расход охлаждающей воды конденсатора (в кг/час) ........
Температуру охлаждающей воды: до конденсатора (в °C). . .
A’i
п
D
Pi
ti
Xi
Рг
xt
Г
после конденсатора (в °C).........................
Количество отбираемого пара (в кг/час).................. Do
Параметры отбираемого пара: давление (в ата) ........ ро
температуру перегретого пара (в °C).................... to
или степень сухости его........................... хо
Эффективную мощность машины (в л. с.)....................Nf
Полное испытание паровой машины дает возможность, кроме определения
ее мощности, расхода пара и других характеристик, подсчитать ее коэфициенты
полезного действия и выявить
основные потери энергии. Ана-
лиз этих потерь позволяет при-
нять меры, необходимые для
улучшения работы машины.
Иногда полные теплотехниче-
ские испытания паровой машины
проводят совместно с испытанием
парового котла, что позволяет
сделать заключение о работе всей
паросиловой установки.
После текущего ремонта,
Рис. 227. Индикаторная трубка. либо если в процессе эксплуа-
тации возникают сомнения в пра-
вильности работы отдельных частей или органов машины (парораспределение,
регулятор), проводят частичные, т. е. сокращенные по объему испытания.
При испытании паровой машины пользуются следующими приборами.
1. Индикатор — основной прибор всякого испытания паровой ма-
шины. Описание индикатора и роликового ходоуменьшителя дано на рис. 9,
стр. 22. Можно поставить по индикатору на каждую полость цилиндра, но чаще
устанавливают индикатор на индикаторной трубке (рис. 227), соединяющей
вредные пространства обеих полостей цилиндра. На трубке ставится кран,
позволяющий подключать индикатор поочередно к каждой из полостей.
Очень важно, чтобы участок шнура, идущего от ролика ходоуменьшителя
к крючку на крейцкопфе, был параллелен оси машины, иначе возможны зна-
чительные искажения индикаторных диаграмм.
При индицировании быстроходных машин роликовыми ходоуменыпите-
лями пользоваться неудобно, а при очень большом числе оборотов вала и
невозможно. Поэтому у таких машин часто применяют рычажные ходоумень-
шители в виде рычага, качающегося возле точки В (рис. 228). Плечо АВ
этого рычага соединено с крейцкопфом, а от точки D приводится непосред-
ственно барабан индикатора. Здесь так же важно, чтобы шнур индикатора был
касательным к траектории точки D при среднем положении крейцкопфа.
Надо, впрочем, предостеречь от пользования рычажными ходоуменыпителями,
268
изготовленными по схемам а, б, и в, которые дают неточное уменьшение хода,
тем более заметное, чем больше угол а качания рычага. Следует рекомендо-
вать схемы г, д и е, которые уменьшают ход крейцкопфа совершенно точно.
Одна из целей индицирования ^машины — проверка правильности паро-
распределения и поэтому весьма важно, чтобы индикаторная диаграмма
точно отражала процесс, происходящий в полости цилиндра. Погрешности
могут быть внесены неисправностями индикатора или его приспособлений,
а также неудовлетворительным проведением самого индицирования. ‘
На фиг. 229 показаны индикаторные диаграммы, дефекты которых объяс-
няются неисправностью индикатора или его приспособлений. Диаграмма а
указывает на заедание поршенька индикатора либо вследствие недостатка
смазки, либо потому, что сам поршенек
туго ходит во втулке (перекос пор-
шенька, задиры или забоины на рабо-
чих поверхностях и пр.).
Диаграмма б имеет вертикальные
уступы возле атмосферной линии. Такие
уступы получаются, если пружина инди-
катора непрочно укреплена на штоке
Рис. 230. Дефекты индицирования.
поршенька.
Диаграмма в имеет горизонталь-
ную площадку fh на линии сжатия. Этот
дефект объясняется тем, что отверстие для индикаторной трубки просверлено
не во вредном пространстве, а в рабочей поверхности цилиндра. Поэтому
поршень в момент f закрывает канал индикаторной трубки и на участке пути
поршня fh и обратно давление в индикаторе постоянное и не отражает дей-
ствительного изменения давления в полости цилиндра, указанного пунктиром.
Диаграмма г явно не отражает действительного процесса изменения дав-
ления пара в цилиндре, указанного пунктиром. Объясняется это мятием пара
в канале индикаторной трубки, которая либо слишком узкая или длинная,
либо сечение ее сужено в местах изгиба или в прокладке, либо кран индика-
торной трубки открыт неполностью.
Диаграмма д обрезана сверху. Очевидно на шток поршенька индикатора
надета слишком слабая пружина и шток доходит до упора. Диаграмма е обре-
зана слева, так как часть действительной диаграммы, изображенная
269
Рис. 231. Счетчик оборотов.
пунктиром, осталась ненарисованной индикатором. Это объясняется тем, что
шнур, соединяющий индикатор с ходоуменьшителем или ходоуменыпитель с
крейцкопфом, слишком длинный и барабан индикатора, дойдя до своего упора,,
прекращает вращение раньше, чем крейцкопф дойдет до мертвого положения.
Возможны дефекты индикаторных диаграмм, вызываемые ошибками
наблюдателя, проводящего индицирование машины. На рис. 230, а показана
индикаторная диаграмма с волнистыми участками т и п, что объясняется
попаданием воды в индикаторную трубку или в цилиндр индикатора. Впрочем,
волны на участке п возможны и от другой причины — слабой пружины и от
слишком тяжелых движущихся частей индикатора, инерция которых застав-
ляет поршенек индикатора вибрировать после резкого толчка. Для удале-
ния воды надо продувать индикаторную
трубку перед снятием каждой диаграммы.
На рис. 230, б показана диаграмма,
свидетельствующая о том, что наблюдатель
слишком сильно прижимал карандаш инди-
катора к бумаге. Если пружина слабая
(на ц. н. д.), то трение карандаша может
заметно исказить диаграмму. Линия к1,
с которой начал описывать диаграмму
карандаш, выдает эту ошибку — трение
помешало карандашу замкнуть контур
диаграммы в точке к, откуда она начата.
2. Счетчик оборотов (рис. 231)
и тахометр. Первый из них суммирует показания в течение длитель-
ного времени и поэтому удобнее при длительных испытаниях, когда надо
определить среднее число оборотов вала в минуту за весь период испыта-
ния. Рычаг счетчика соединяется с какой-либо качающейся деталью машины,
от которой приводится в движение счетный механизм.
Тахометр указывает мгновенное число оборотов вала в минуту, т. е.
его угловую скорость. Можно определить по такому прибору и среднее число
оборотов вала в минуту за весь период испытания, но для этого надо перио-
дически записывать мгновенные показания прибора через равные промежутки
времени и затем вычислить среднее их значение.
Обычно тахометр работает на принципе центробежной силы, под влия»
нием которой поворачивается груз; движение груза передается стрелке
прибора. Тахометр обычно устанавливают при машине стационарно, как кон-
трольный прибор, позволяющий следить за режимом работы машины. При
отсутствии такого стационарного прибора можно пользоваться переносным
ручным тахометром, который присоединяется к валу только в момент/отсчета.
3. Паромер для определения часового расхода пара на машину
состоит из диафрагмы, вставленной между фланцами паропровода (рис. 232)
и ртутного диференциального манометра, измеряющего разность давлений
пара до и после диафрагмы. Трубки дифманометра присоединяют обычно не к
паропроводу, а к компенсационным стаканчикам, чтобы давление пара neper
давалось на ртуть через столб воды одинаковой высоты в обоих коленах.
Диафрагму применяют либо острую (Ясинского), либо скругленную (нор-
мальную). Часовой расход пара можно подсчитать, зная площадь сечения
отверстия диафрагмы и разность давлений до и после диафрагмы.
Паромер дает неточные показания при пульсирующем потоке пара (у тихо?
ходных машин). Диафрагму всегда следует ставить ближе к котлу на прямом,
предпочтительно вертикальном участке и не возле вентилей сепараторов и пр.
Вместо паромера можно применять водомер, измеряющий расход пита;
тельной воды, подаваемой в котел. Правда, это связано с необходимостью
длительного испытания, чтобы уменьшить ошибку, невольно допускаемую
за счет неточного соблюдения одинакового уровня воды в котле в начале и'
в конце испытания. Но, если испытание паровой машины производится одно-
270.
Рис. 232. Паромер.
временно с испытанием всей паросиловой установки, то такой способ вполне
допустимый. »
Если машина снабжена поверхностным конденсатором, то можно опре-
делять расход пара непосредственным взвешиванием конденсата. Обычно за-
меряют по секундомеру время наполнения конденсатом бачка определенного
объема и по этим данным вычисляют часовой расход пара на машину.
4. Манометры и вакуумметры, с помощью которых измеряют
давление пара, являются известными приборами, не требующими дополни-
тельных описаний. При испытаниях пользуются контрольными манометрами
и вакуумметрами, устройство которых аналогично обычным рабочим прибо-
рам, но изготовляются и проверяются они более точно. Кроме того, контроль-
ный прибор снабжается двумя стрелками, дающими одинаковые показания.
Малейшее расхождение в показаниях
обеих стрелок будет свидетельствовать
о неисправности прибора.
Контрольный манометр или ва-
куумметр присоединяется к рабочему
прибору на фланце специального трех-
ходового краника, имеющегося всегда
возле рабочего прибора.
5. Термометры для измере-
ния температуры пара или воды уста-
навливаются в специальных гильзах—
стаканчиках (рис. 233), опущенных в
трубопровод. Допустимо заполнение
такой гильзы неиспаряющейся жид-
костью и поэтому желательно, чтобы
гильза была установлена вертикально.
Если это трудно выполнить, то надо
исключить возможность циркуляции
воздуха в гильзе, например, надев на
термометр пробку.
6. Калориметр применяют
для определения степени сухости
пара или непосредственно его тепло-
содержания. Наиболее распростране-
ны калориметры дроссельного типа,
основанные на том, что при дроссе-
лировании (мятии) пара теплосодер-
жание его не изменяется. При этом,
дросселируясь, влажный пар высуши-
вается и может даже стать перегретым.
Влажный пар, степень сухости которого требуется определить, входит
через вентиль 3 (фиг. 234) в корпус калориметра 1, проходя при этом через
дроссель 2. Отверстие дросселя рассчитанно так, что пар мнется до давления,
близкого к атмосферному, и становится при этом перегретым. В дальнейшем
пар уходит из калориметра по трубе 6. Давление в калориметре измеряют
с помощью манометра (обычно ртутного), присоединяемого к патрубку 5, а
температуру его указывает термометр, вставленный в гильзу 4.
Зная давление и температуру перегретого пара в калориметре — напри-
мер р2 = 1,1 ата и /2 = 130° С, легко найти на is диаграмме (рис. 235) точку В
и теплосодержание пара I = 654 ккал/кг. Так как до процесса мятия пара АВ
теплосодержание было таким же, а давление влажного пара известно (напри-
мер р± — 10 ата), то легко найти на диаграмме точку А, характеризующую
состояние пара до мятия. Имея точку А, можно найти любой параметр влаж-
ного пара и в том числе и его степень сухости (х = 0,98).
Если влажность пара велика, лучше определять теплосодержание его
271
калориметрическим методом. Для этого в хорошо изолированный сосуд (кало-
риметр) с водой, вес которой GB и температура tB известны, отводят некоторое
количество испытуемого пара Gn так, чтобы, смешиваясь с водой, этот пар
конденсировался полностью. Определив затем вес смеси конденсата с водой
Gc и температуру ее tc , составляют уравнение баланса тепла:
G/c = °в?в + Gain,
из которого определяют теплосодержание пара
Рис. 235. Процесс мятия пара на
is диаграмме.
Рис. 233. Гильза Рис. 234. Дроссель-
для термометра. ный калориметр.
Продолжительность испытания машины зависит от способа измерения
расхода пара и может быть от весьма небольшой, если расход пара опреде-
ляется паромером, и до 2—4 часов, если расход пара определяют по водомеру,
измеряющему расход питательной воды. За весь период испытания наблюда-
тели, по сигналам руководителя испытания, периодически делают одновремен-
ные отсчеты по всем приборам.
§ 118. АНАЛИЗ ПРАВИЛЬНОСТИ ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
По индикаторной диаграмме можно сделать заключение о правильности
работы парораспределительных органов машины. Для этого прежде всего
.надо правильно найти точки, соответствующие мертвым положениям поршня
В и Е, и точки, соответствующие моментам па-
рораспределения А, С, D и F (рис 236).
Пользуясь приемами, указанными в § 6,
можно расставить характерные точки на диаг-
рамме и определить элементы индикаторной
диаграммы е, а, р. и v. Сравнив их с дан-
ными табл. 1 или с паспортом машины, можно
сделать выводы о том, своевременно ли происхо-
дят начало и конец впуска и выпуска. Выводы
эти, однако, бывают затруднены тем, что спра-
вочные данные, подобно приведенным в табл. 1, часто дают слишком широ-
кие пределы колебания элементов диаграмм.
Можно поэтому рекомендовать делать анализ правильности парораспре-
деления по виду самой диаграммы, руководствуясь следующими соображе-
ниями.
1. Предварение выпуска делают для того, чтобы к моменту
прихода поршня в мертвую точку Е давление пара успело понизиться до вы-
пускного. Если эта цель достигнута (как на рис. 236),то значит степень предва-
:272
Рис. 236. Практическая индика-
торная диаграмма.
рения выпуска v достаточная , т. е. начало выпуска D происходит своевре-
менно. Небольшое повышение точки Е над выпускным давлением, объясняемое
естественным закруглением угла практической диаграммы, не считается
дефектом.
Если давление пара в точке Е не успело понизиться до выпускного
(рис. 237, а), значит, цель не достигнута и, очевидно, степень предварения
выпуска недостаточна, выпуск начинается слишком поздно. Если, наоборот,
давление пара успело понизиться до выпускного еще до прихода поршня в
мертвую
выпуск
В обоих
указаны
2.
степень предварения выпуска велика,
Рис. 237. Дефекты парораспределения.
исправленные диаграммы.
точку Е (рис. 237, б), то
начинается слишком рано,
случаях штриховой линией
исправленные диаграммы.
Предварение впуска
делают для того, чтобы к моменту при-
хода поршня в мертвую точку В давле-
ние Пара успело повыситься до впуск-
ного (рис. 236). И здесь не считается
дефектом, если точка В, вследствие
естественного закругления угла прак-
тической диаграммы, оказалась немно-
го ниже впускного давления.
Если в мертвой точке В давление
пара явно не успело повыситься до
впускного (рис. 237, в), то это свиде-
тельствует о недостаточной степени
предварения впуска р. — впуск начи-
нается слишком поздно. Наоборот,
если давление пара успело повысить-
ся до впускного раньше, чем пор-
шень пришел в мертвую точку В
(рис. 237, г),то это означает, что степень
предварения впуска р велика —
впуск начинается слишком рано.
В обоих случаях пунктиром указаны
3. Степень -сжатия. Сжатие пара в цилиндре преследует две
цели: во-первых, создать паровую подушку, т. е. замедлить движение поршня
при подходе его к мертвой точке, чтобы изменение направления движения пор-
шня произошло плавно, без толчка, а во-вторых, заполнить вредное простран-
ство сжатым отработавшим паром для того, чтобы не расходовать на его за-
полнение острый пар. Поэтому нельзя считать уменьшение площади диаграммы
от введения сжатия пара потерей энергии. Работа, затраченная на сжатие пара,
не теряется, а накапливается в виде энергии сжатого пара и может быть воз-
вращена этим паром при обратном ходе поршня. Исходя из этого следовало бы
устанавливать степень сжатия а такой, чтобы давление в конце сжатия было
равно впускному. Однако, практически удобнее не доводить сжатие до впуск-
ного давления, чтобы от случайных причин (скопление воды во вредном про-
странстве, повышение давления в начале сжатия и т. д.) оно не превысило впуск-
ное давление. Поэтому степень сжатия считают достаточной, если давление
в конце сжатия (точка А) немного ниже впускного. Исходя из этого надо
считать, что диаграмма рис. 237, д указывает на слишком малую степень сжа-
тия, т. е. начало сжатия наступает слишком поздно. Диаграмма рис. 237, е,
наоборот, указывает на слишком большую степень сжатия вследствие ран-
него начала сжатия; давление в конце сжатия даже превысило впускное.
И здесь штриховой линией в обоих случаях указаны исправленные диаграммы..
4. Степень наполнения является самым ответственным элементом
индикаторной диаграммы. В основном от степени наполнения зависит мощность
машины и расход пара на ее работу. Именно поэтому, в отличие от трех преды-
273
18 1111
И
наполнения ц. н. д. ооъем пара,
О D О D
Рис. 238. Изменение степени
наполнения.
дущих элементов индикаторной диаграммы, трудно дать заключение о до-
статочности степени наполнения просто по внешнему виду индикаторной диа-
граммы. Конечно и здесь бывает, что сам вид диаграммы свидетельствует
о том, что степень наполнения слишком мала (рис. 237, ж) или слишком велика
(рис. 237, з). Но обычно о достаточности степени наполнения надо судить не
по виду индикаторной диаграммы, а по мощности, развиваемой машиной.
Мощность машины многократного расширения зависит от степени напол-
нения ц. в. д. Изменение степеней наполнения ц. с. д. и ц. н. д. почти не вли-
яет на мощность машины в целом и отражается лишь на распределении этой
мощности между цилиндрами. При этом необходимо иметь в виду, что при
увеличении степени наполнения ц. с. д. или ц. н. д. мощность его умень-
шится, а мощность предыдущего цилиндра увеличится.
Это можно понять из рис. 238, а. Очевидно, что при увеличении степени
входящего в ц. н. д., увеличится от MN до
Но весовое количество пара, входя-
щего в ц. н. д., не может измениться, так
как ц. н. д. обязательно расходует то же
самое количество пара, что и ц. в. д., а
последнее не изменилось. Значит, в новый
увеличенный объем пара Л^Л^войдет преж-
нее весовое количество пара, а это воз-
можно только, если уменьшится удельный
вес, а значит, и давление пара, впускаемого
в ц. н. д.
Значит, если первоначальные диаг-
раммы имели вид ABNM — ц. в. д. и
MNCDO — ц. н. д., то после увеличения степени наполнения ц. н. д. давле-
ние в ресивере понизится и диаграммы примут вид ABNJM-^ и M^CDO.
Из этого следует, что при увеличении степени наполнения ц. н. д. его мощ-
ность уменьшается, а мощность предыдущего цилиндра увеличивается. Мощ-
ность всей машины не изменится, если не считать небольших возможных откло-
нений вследствие изменения отдельных потерь энергии. Естественно, что при
уменьшении степени наполнения ц. с. д. или ц. н. д. результаты будут обратные
и его мощность увеличится, а мощность предыдущего цилиндра уменьшится.
В случае изменения степени наполнения ц. в. д. изменяется мощность
всей машины, но за счет изменения мощности, главным образом, ц. н. д.
Рис. 238, б поясняет это. При увеличении степени наполнения ц. в. д. объем
пара, поступающего в ц. в. д., увеличивается от АВ до Л/?! и новая линия
В1С1 указывает закон расширения этого пара. Ц. н. д. не может не пропускать
через себя весь пар, поступающий из ц. в. д. в ресивер, и, посколько его сте-
пень наполнения не изменилась, то в тот же объем MN должно помещаться
увеличенное количество пара. Это возможно только при увеличении удель-
ного веса пара, т. е. при повышении давления в ресивере. В итоге площадь
диаграммы ц. в. д. мало изменилась (пл. AB1N}M1 ~ пл. ABNM), а пло-
щадь ц. н. д. увеличилась значительно (пл. M^jCjDO > пл. MNCDO).
Естественно, что при уменьшении степени наполнения ц. в. д. результат
будет обратный и уменьшение общей мощности машины произойдет тоже за
счет ц. н. д. Оба рассуждения, сделанные на рис. 238 для машины двойного
расширения, остаются справедливыми и для любой машины многократного
расширения.
В результате анализа индикаторных диаграмм, снятых при испытании
машины, можно выявить дефекты парораспределения, которые могут быть
сведены к следующим восьми вариантам: каждый из четырех моментов паро-
• распределения (точки А, С, D и F на рис. 236) может наступать или слишком
рано или слишком поздно. Чтобы давать указания о способах устранения этих
дефектов, полезно запомнить сведенные в табл. 21 данные сб изменениях мо-
ментов парораспределения при изменении элементов золотника и его привода.
274
Таблица 21
Изменения моментов парораспределения
Если то: Начало впуска А Конец впуска с Начало выпуска D Конец выпуска F
наступит:
Наружную перекрышу е увеличить уменьшить позже раньше раньше позже — —
Внутреннюю перекрышу i увеличить уменьшить — — позже раньше раньше позже
Эксцентриситет . эксцентрика г увеличить уменьшить раньше позже позже раньше раньше позже позже раньше
ч Угол опережения эксцентрика 8 увеличить уменьшить раньше позже раньше позже раньше позже раньше позже
Таблица составлена для простого золотника
с простым эксцентриковым
приводом на основании теории парораспределения.
ваться и в случае любых других систем золот-
ников.
При сдвиге золотника по штоку изменяются
все перекрыши золотника, и все моменты паро-
распределения сдвигаются в ту же сторону,
куда сдвинут золотник (при внутреннем впус-
ке — в противоположную). Так, на рис. 239
сплошными линиями показаны индикаторные
диаграммы, полученные после сдвига золотника
в сторону крышки цилиндра (при наружном
впуске).
Табл. 21 можно пользоваться и в случае
Ею, однако, можно пользо-
Попасть
\ крышки
Рис. 239. Изменение диаграмм
от сдвига золотника.
клапанного парораспределения. Очевидно, что,
если повернуть эксцентрик,
приводящий в движение клапаны, вперед по ходу машины, то все моменты
парораспределения, зависящие от этого эксцентрика, начнутся раньше, а
если назад — то позже. Очевидно, что если увеличить эксцентриситет этого
эксцентрика, то клапан, зависящий от этого эксцентрика, откроется раньше
и закроется позже. Угол 2г качания кулачка (рис. 240) аналогичен ходу
золотника 2г в случае золотниковой машины, и если этот угол увеличен
за счет изменения передачи, то результат будет тот же, что и при увеличении
г. в табл. 21.
Если точки А и В первые приходят в соприкосновение при повороте ку-
лачка, то в среднем положении рычага ОС угол е аналогичен перекрыше зо-
лотника (е или z в табл. 21). Если уменьшить этот угол за счет перестановки
кулачка на болтах D, то клапан откроется раньше, а закроется позже, а если
увеличить, то наоборот (аналогично изменению перекрыши золотника).
Надо иметь в виду, что для золотника ни один из способов изменения
парораспределения, указанных в табл. 21, не позволяет изменить только
один момент парораспределения — всегда изменяется минимум два момента.
Комбинируя несколько способов, можно достичь желаемого изменения так,
чтобы некоторые моменты парораспределения не изменились. Но всегда бу-
дут все же изменяться несколько точек диаграммы. Исключения составляют
18
275
Рис. 240. Регулировка клапанного парораспределения.
двойные золотники и некоторые клапанные приводы, позволяющие изменять
лишь один момент парораспределения.
Для того, чтобы дать указания, на сколько миллиметров надо срезать или
увеличить перекрышу или на сколько градусов повернуть эксцентрик и т. д.,
надо сделать построение зо-
лотниковой диаграммы по
индикаторной.
Иногда бывает полезно,
наряду с индикаторной диаг-
раммой, снять индикатор-
но-золотниковую диаграмму
(рис. 241). Для этого тем же
индикатором снимают повтор-
ную диаграмму, но шнурок
индикатора, выключив ходо-
уменьшитель, соединяют со
скалкой золотника (рис. 242).
Тот же контур диаграммы
ABCDEF индикатор рисует
теперь, по ходу золотника, а
не поршня и, очевидно, что
длина диаграммы h дает ход
золотника в натуральную ве-
личину.
Индикаторно - золотнико-
вая диаграмма прежде всего,
позволяет точнее расставить на индикаторной диаграмме моменты парорас-
пределения А, С, D и F. Действительно, на рис. 241 справа изображена
индикаторная диаграмма ц. н. д., на которой не легко расставить моменты
парораспределения — особенно точки А и С. Слева изображена индикаторно-
золотниковая диаграмма, на которой все точки расставлять значительно легче.
Рис. 241. Индикаторно-золотниковая диаграмма.
Дело в том, что в моменты начала и конца впуска золотник находится
в одинаковом положении и лишь движется в одном случае вправо, а в другом
влево. Поэтому на индикаторно-золотниковой диаграмме точки А и С должны
лежать на одной вертикали. Расстояние этой вертикали от середины хода зо-
лотника е равно наружной перекрыше золотника. Если эта перекрыта известна,
то можно, отложив ее от оси диаграммы, найти точки Л и С на золотии*
ковой диаграмме, а затем перенести их по горизонталям на индикаторную.
Но даже если перекрыта золотника неизвестна, все же легче найти точки
Л и С на индикаторно-золотниковой диаграмме, потому что они должны ле-
276
жать на одной вертикали. В примере, приведенном на рис. 241, начало впуска—
точка А ясно видна, а по ней можно найти и конец впуска С.
Очевидно, отрезок а = 0,5 h — е представляет собой наибольшее откры-
тие канала. Перенеся на индикаторно-золотниковую диаграмму мертвую
точку В, можно найти q — линейное предварение впуска.
Начало и конец выпуска — точки D и F на индикаторно-золотниковой
диаграмме тоже должны лежать на одной вертикали, проходящей на расстоя-
нии i, равном внутренней перекрыше золотника, от середины его хода. Найдя
эти точки на индикаторно-золотни-
ковой диаграмме, легко перенести их
на индикаторную по горизонталям.
Таким образом, индикаторно-зо-
лотниковая диаграмма позволяет опыт-
ным путем, не вскрывая золотнико-
вой коробки, найти ход золотника,
его перекрыши, открытие канала и
линейное предварение впуска. Знание
этих величин облегчает построение
круговой золотниковой диаграммы.
Иногда, впрочем, построение такой
диаграммы затрудняется тем, что
золотник движется не точно по за- Рис’ 242’ Индицирование по ходу
- , . золотника.
кону х = г sin (а + о), а искаженно.
Это возможно в случае включения
в золотниковый привод дополнительных передаточных рычагов, тяг и пр. или
в случае наличия реверсивного привода. В этих случаях иногда удается исполь-
зовать индикаторно-золотниковую диаграмму для определения величины
необходимых изменений элементов золотника, без построения круговой золот-
никовой диаграммы.
Например, если по диаграмме рис. 241 решено увеличить величину пред-
варения выпуска от «до/, т. е. начать выпуск в D', а не в D, надо перенести
новую точку D' на золотниковую диаграмму и найти новую величину внутрен-
ней перекрыши Очевидно, внутреннюю перекрышу требуется уменьшить
на величину i —1 i'. Найдя новую точку F' на золотниковой диаграмме и пере-
неся ее на индикаторную, можно видеть насколько уменьшится степень сжатия
а' (вместо а).
§ 119. ОБРАБОТКА МАТЕРИАЛОВ ИСПЫТАНИЯ
Обработку полного испытания паровой машины начинают с подсчета мощ-
ности машины по индикаторным диаграммам. Мощность каждой полости ци-
линдра вычисляется отдельно по формуле (8,5). Среднее индикаторное давле-
ние вычисляют по формуле (8,10).
Площадь диаграммы определяют с помощью планиметра (рис. 243), ко-
торый представляет собою два рычага 1 и 9, шарнирно соединенные в точке 2.
Правый конец рычага 9 соединен с грузом 10, имеющим в центре короткую
иголку, острие которой вкалывается в стол и позволяет грузу и рычагу 9 лишь
поворачиваться около этого центра. Рычаг 1 несет на себе каретку 7, которая
опирается на стол колесами 4 и 6. Колесо 4 называется счетным — его окруж-
ность разделена на 100 частей, причем с помощью нониуса 5 можно отсчиты-
вать и тысячные доли оборота счетного колеса. Колесо 3 называется Десятко-
вым — оно соединено со счетным колесом червячной передачей и делает один
оборот на 10 оборотов счетного колеса.
Свойство планиметра состоит в том, что если острием 11, имеющимся
на конце рычага 1, обвести некоторый контур и вернуться в начальную
точку, то счетное колесо не вернется в прежнее положение и угол его поворота
будет пропорциональным площади обведенного контура. Отпустив стопор 8,
можно передвигать каретку 7 вдоль рычага 1, изменяя масштаб планиметра.
277
Обычно подбирают положение каретки так, чтобы отсчет планиметра давал
площадь непосредственно в квадратных сантиметрах.
Техника работы с планиметром заключается в следующем. На гладком столе
укрепляют кнопками индикаторную диаграмму и собирают планиметр.
Острие 11 слегка вкалывают в какую-либо точку на контуре диаграммы, чтобы
заметить начальную точку обвода, и записывают показание счетного механизма
планиметра. Первую цифру отсчета 3 записывают по десятковому колесу
(указатель показывает между 3 и 4). Последующие цифры 59 записывают по
шкале счетного колеса (нуль нониуса стоит между 59 и 60 делениями шкалы).
Последнюю цифру 4 читают по нониусу (четвертое деление нониуса совпадает
с каким-то делением шкалы). Таким образом, начальное показание плани-
метра 359,4.
Затем обводят контур диаграммы острием 11, стараясь, чтобы оно не схо-
дило с линии контура. После возвращения острия в начальную точку снова
записывают показание планиметра (например 382,8). Вычитая из большего
меньшее, получают площадь диаграммы:
382,8 — 359,4 = 23,4 си2 = 2340 мм2.
Для большей точности рекомендуется повторять обвод 2—3 раза и при
небольших расхождениях принимать среднее значение площади.
Процесс обработки материалов испытания покажем на примере. Пусть
в результате подсчета средних значений величин, измерявшихся при испыта-
ниях, получены следующие данные:
Индикаторная мощность общая .................. Ni = 242 л. с.
в том числе левая (верхняя) полость. ... Ni = 124 л. с.
в том числе правая (нижняя) полость ... /V? = 118 л. с.
Число оборотов вала в минуту.................. п = 186 об/мин
Давление пара в котле........................ pk = 15,9 ата
Давление в золотниковой коэобке . Pt — 15,5 ата
Температура пара перед машиной................ 4 = 260° С
Противодавление............................... р2 = 3,2 ата
Расход пара иа машину в час................... D — 2696 кг/час
1. Определяем удельный расход пара на 1 и. л. с. в час:
, D 2696 , , о I
di = ^7 = -242 = 11 >3 кг/л-С-час.
278
2. По is диаграмме (рис. 244) определяем теплосодержание свежего пара
(в точке Л) = 703 ккал 1кг и теплосодержание пара после адиабатического
расширения до выпускного давления (в точке В) z2 = 625 ккал/кг и находим
к. п. д. образцового цикла:
Vt
h. Ъ ___ 703 625 _ 78 _„ „„____ . „ .
— ~ 703— 135 “ 568 ~ —
Рис. 244. Процесс расши-
рения пара на is диаг-
Здесь теплота воды q2 = 135 ккал)кг принята соответствующая давлению
выпуска р2 = 3,2 ата по таблицам водяного пара. Низкий к. п. д. образцо-
вого цикла объясняется высоким противодавлением.
3. Определяем индикаторный к. п. д. машины
по формуле:
632,37V- 632,3 х 242
т.---------1- = ____________о 1 — 1По/
'* — (ц — q^D 568 х 2696 ~ и’1 — 1и
4. Определяем относительный индикаторный
к. п. д. машины:
0,1
= = 0J37 — °’72,
5. Определяем потери энергии в паровой машине:
а) потеря с отработавшим паром по формуле
qt = 1 — = 1 — 0,137 = 0,863 = 86,3%;
б) потери от несовершенства цикла действительной машины по формуле
q0 = т], — = 0,137 — 0,1 = 0,037 = 3,7%.
В это число входят потери на мятие пара, на начальную конденсацию,
на пропуски, от неполного расширения и другие более мелкие потери.
6. Если при испытании определена эффективная мощность машины Nt
(например Nt — 208 л. с.), то можно дополнительно найти:
а) механический к. п. д. машины по формуле
N, 208
~ ТГ ~ 242 0’86;
I
б) эффективный к. п. д. машины по формуле
Ъе = 'Qm'Qi = °’86 X О’1 = °>086 = 8,6%;
в) расход пара на 1 э. л. с. час.
, D 2696 , о ,
= -208 = 13кг!л- с- час-
7. Если ^одновременно с машиной испытывался и паровой котел (напри-
мер локомобиля) и при испытании его определено
часовой расход топлива (уголь)...............% = 324 кг'час
теплотворная способность его.................Qu = 6800 ккал/кг
то в предположении, что весь пар расходовался только на главную машину
(т. е. паропроизводительность котла D = 2696), можно дополнительно опреде-
лить:
а) коэфициент полезного действия котла
= р(й-?2) = 2696(703—135) =-0 695 = 69 50/
BQP 324 х 6800 /0
279
б) удельный расход топлива на 1 л. с. час.
= = = 1,34 кг/л. с. час.; нЬв=~ = =1,56 кг/эфф. л.Ь.час.;
I 9
в) экономический к. п. д. паросиловой установки
т]эк = =0,695 х 0,086 = 0,06 = 6%.
Низкий к. п. д. и большие удельные расходы пара и топлива объясняют-
ся высоким противодавлением. Вероятно теплосодержание отработавшего пара
i2 = 625 ккал/кг и тепло, потерянное с отработавшим в машине паром, состав-
ляющее qt = 86, 3% энергии пара, не является потерянным установкой, так
как тепло это используется для производственных целей.
§ 120. РЕВИЗИЯ И РЕМОНТ ПАРОВЫХ МАШИН
Для того чтобы избежать аварий и связанных с ними ремонтов и про-
стоев, паровую машину периодически (раз в 2—3 месяца) подвергают реви-
зиям, т. е. профилактическим осмотрам и производят ремонт износившихся
деталей. Кроме того, раз в год машину подвергают капитальному ремонту.
Обычно для машин мощностью 50—500 л. с. на 3—5 текущих ремонта в год
планируется 10—15 дней и 15—20 дней на один капитальный ремонт. Большое
значение для правильного проведения планового ремонта машины имеет четкое
ведение в период эксплуатации книги замечаний по ремонту, а в период реви-
зий — книги ревизий и ремонтов.
Для сокращения сроков ремонтных работ необходимо своевременно
подготовлять материалы, запасные части, инструмент и приспособления, ко-
торые потребуются для осмотра и ремонта деталей машины. Надо также уком-
плектовать ремонтную бригаду (8—12 человек) и распределить между ними
обязанности.
При ревизии паровой машины разбирают и подвергают осмотру все
детали машины: цилиндры, поршни, штоки, сальники, крейцкопфы, шатуны,
вал, подшипники, маховик, парораспределительное и регулирующее устрой-
ства и раму машины. Производят обмеры с целью определения износа деталей
и принимают меры к восстановлению прежних размеров деталей.
Паровой цилиндр. Осматривают рабочие поверхности цилиндра
и золотникового зеркала (или втулки цилиндрического золотника). «Нара-
ботки» на краях рабочей поверхности, свидетельствующие об отсутствии «свеса»,
снимают шабером. Небольшие царапины и задиры ка рабочей поверхности
устраняют шабровкой. При обнаружении небольших трещин, их тщательно
исследуют и, чтобы предотвратить дальнейшее распространение трещины,
по краям ее засверливают отверстия диаметром 3 мм, в которые плотно завин-
чивают гужоны. Если трещина пропаривает, ее заделывают сплошным гужони-
рованием, а если длина трещины более 50 мм, то ее заваривают.
Измеряют износ'рабочей поверхности цилиндра, проверяя не имеется ли
бочкообразной, конической или эллиптической выработки цилиндра. Расточка
цилиндра делается при капитальном ремонте машины, обычно раз в несколько
лет при обнаружении значительных царапин или при износе, большем чем
следующий (для диаметров D от 100 до 700 мм): х
эллиптичность.......... (0,005 -? 0,003) D
конусность............. (0,015 4- 0,010) D ’ -
бочкообразность........ (0,015 ч- 0,010) D
Во всех случаях износом считается разность между наибольшим и наи-
меньшим диаметрами цилиндра.
Поршень или его обод, если он съемный, заменяют при каждой рас-
точке цилиндра или при обнаружении трещин в теле поршня.
280
Поршневые кольца, потерявшие упругость, можно исправить путем «на-
клепа», осторожного выстукивания их ручником по внутренней поверхности
на гладкой металлической доске. Кольца, свободно сидящие в канавках (за-
зор более 0,1 мм), заменяют новыми, предварительно проточив и прошлифо-
вав канавки в ободе поршня. Зазор в замке кольца, при постановке его в ци-
линдр, должен быть 0,3—0,5 мм, а замки отдельных колец должны быть повер-
нуты в разные стороны. Обычно замену колец производят после 1200—1500
часов работы машины.
Поршневой шток. Отсутствие изгиба штока и правильность по-
садки поршня на шток проверяют установкой их на токарный станок, изме-
ряя «биение» специальным прибором — индикатором. Незначительный изгиб
устраняют в холодном состоянии гидравлическим прессом, а при изгибе со
стрелкой более 5 мм — с применением местного нагрева штока. После правки
шток шлифуют на шлифовальном или токарном станке.
Крейцкопф. Нормальный зазор между башмаком крейцкопфа и
параллелью (0,1—0,15 мм) устанавливается постановкой прокладок между
телом крейцкопфа и башмака. Зазор этот должен быть одинаков по всей
длине параллели. Износ параллели можно выявить при помощи проверочной
линейки, устанавливаемой вдоль параллели или путем точного измерения
штихмасом расстояния между параллелями. При износе более 0,2 мм парал-
лель протачивают или шлифуют.
Овальность крейцкопфного пальца или шеек крейцкопфа снимают шлифов-
кой, а при заметном (более 1—2 мм) уменьшении диаметра пальца, по сравне-
нию с первоначальным, палец заменяют новым.
Шатун. Прямолинейность шатуна проверяют проверочной линейкой,
или путем установки шатуна на токарный станок. Подшипники шатуна раз-
бирают и тщательно осматривают. Изношенные шатунные болты и натяжные
клинья заменяют новыми.
Вал. Вынутый из подшипников вал после очистки тщательно осматри-
вают и для проверки прямолинейности устанавливают на токарный станок.
Небольшой изгиб (менее 2 мм на 1 м длины вала) выправляют гидравлическим
или винтовым прессом в холодном состоянии. При большом изгибе правку
производят в горячем состоянии.
При обнаружении эллиптичности шеек коренных или шатунных подшип-
ников свыше 0,01 d шейки шлифуют.
При износе вкладышей коренных или шатунных подшипников масля-
ный зазор увеличивается и при увеличении его более чем в полтора раза, по
сравнению с нормальным, его надо уменьшить до нормальных пределов путем
уменьшения толщины прокладок между вкладышами или припиловкой их
опорных плоскостей.
Все исправления, произведенные в процессе ремонта, заносятся в книгу
ревизий и ремонтов. В ней хранятся и формуляры с записями о замерах взно-
сов главных деталей машины.
§ 121. УСТАНОВКА ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
После ревизии или ремонта паровой машины необходимо произвести
установку золотников или клапанов. Установка всякого золотника произво-
дится по линейным предварениям впуска, т. е. по открытию канала при мерт-
вом положении поршня. Поэтому прежде всего надо уметь точно установить
поршень в мертвое положение.
Для этого ставят кривошип заведомо не в мертвое положение 0/<х (рис. 245)
и наносят риски: на ползуне крейцкопфа — а, против нее на параллели — b
и на ободе маховика — dx против чертилки с. Затем вращают вал так, чтобы
крейцкопф дошел до мертвого положения и, возвращаясь обратно, снова оста-
новился в том же положении, т. е. чтобы риски а и b снова совпали. При этом
кривошип займет положение ОК2, старая риска на ободе маховика перейдет
281
•в положение dx, а против чертилки ставят новую риску d2. Очевидно, что углы
КтрК2 и dlOd2 равны, и если дугу dxd2 разделить пополам и середину ее е
подвести к чертилке, то кривошип будет точно в мертвом положении.
Таким же образом находят и вторую мертвую точку кривошипа этого
цилиндра и мертвые точки других кривошипов, если их несколько. Риски dx и <4
можно наносить и на шкиве, на муфте вала и даже на самом валу, но, конечно,
чем больше диаметр детали, т. е. чем больше радиус Od, тем способ точнее.
При сборке машины эксцентрик устанавливают на валу по монтажному
чертежу, составленному на основании построения золотниковых диаграмм, по
которым определяется угол опережения эксцентрика. Поэтому при сборке
машины после ревизии требуется лишь найти правильное положение золотника
<и закрепить его на штоке.
Для этого ставят кривошип в одно из мертвых положений и закрепляют
золотник на штоке так, чтобы он открывал канал на величину линейного пред-
варения впуска, которая должна быть известна из паспорта машины. Затем
поворачивают кривошип в противоположную мертвую точку и, измерив ли-
нейное предварение впуска другой полости, сверяют его с паспортным.
В случае отсутствия паспортных данных следует закрепить золотник иа
штоке так, чтобы линейное предварение впуска в полости крышки было
в 2—3 раза меньше чем со стороны вала. Объясняется такая несимметричная
установка золотника тем, что, вследствие конечной длины шатуна (см. рис. 42,
стр. 60), элементы индикаторных диаграмм обеих полостей получаются (при
симметричном золотнике) неодинаковыми; сдвигая золотник в сторону крышки,
мы несколько выравниваем элементы диаграмм по полостям, но обычно вырав-
нять их полностью не удается. Лишь некоторые кулисные механизмы ревер-
сивных машин обладают свойством компенсировать косвенное влияние шатуна
и позволяют устанавливать золотник симметрично.
После установки золотника надо проверить получившиеся элементы инди-
каторных диаграмм. Для этого вращают вал валоповоротным механизмом и
наблюдают за движением золотника, останавливая машину в момент, когда
кромка золотника закроет канал. Измерив путь, пройденный до этого момента
крейцкопфом от его мертвой точки, и разделив его на ход поршня, находят
степень наполнения. Найдя таким же способом степень наполнения другой
полости, сличают их между собой и с паспортными данными.
Так же точно можно было бы определить по ходу крейцкопфа и степень
сжатия и предварения выпуска, но этими элементами управляют внутренние
кромки золотника, скрытые его телом от наблюдателя. Поэтому для определе-
ния этих элементов пользуются шаблонами.
На рис. 246 показан в разрезе золотник и его зеркало, а под ними изобра-
жены шаблоны их, причем на шаблонах риски обозначены теми же буквами,
.282
что и кромки на золотнике и зеркале. Очень важно, чтобы на шаблонах были
отмечены точки а и Ь, соответствующие точкам А и В, служащие ориентирами.
Для того чтобы уловить
момент начала сжатия, т. е. мо-
мент совпадения кромок С и D,
надо поставить соответственно
шаблоны так, чтобы риски сид
совпали и измерить на шабло-
нах расстояние ab. Затем, вра-
щая вал валоповоротным меха-
низмом, надо остановить враще-
ние в момент, когда золотник,
двигаясь вправо, остановится в
положении, при котором АВ =
= ab. При этом можно быть
уверенным, что кромки С и D
совпали и, измерив расстояние
крейцкопфа от мертвой точки и разделив его на ход поршня, можно найти сте-
пень сжатия. Результаты проверки заносят в табл. 22.
Результаты проверки парораспределения
Таблица 22
Данные Единицы Полость крышки Полость кривошипа
Линейное предварение впуска Степень наполнения Степень сжатия Предварение выпуска мм % % %
Цифры этой таблицы сличают с паспортными данными или еще лучше с
индикаторной диаграммой, снятой до разборки машины. Проанализировав
такую диаграмму и выявив дефекты ее, можно установить парораспределение
лучше, чем оно было установлено ранее.
Установка парораспределения пояснена на примере простого золотника,
но приемы остаются одинаковыми при золотнике любой системы.
В случае золотников с двойным впуском, надо дополнительно проверить,
что впуск пара по обоим путям начинается одновременно. При цилиндриче-
ском золотнике приемы установки не изменяются, но возрастает роль шабло-
нов, если в стенках золотниковой коробки кет специальных отверстий, позво-
ляющих наблюдать работу золотника через каналы вредного пространства.
Установка клапанного парораспределения упрощается тем, что каждый
клапан имеет отдельный привод, позволяющий установить момент подъема и
посадки каждого клапана отдельно именно в моменты, требуемые для достиже-
ния желаемой индикаторной диаграммы. В этом случае, однако, возрастает
роль паспортных данных или анализа снятой ранее индикаторной диаграммы,
без которых трудно правильно установить парораспределение.
Линейное предварение впуска, т. е. высоту подъема клапана при мертвом
положении поршня, следует устанавливать в пределах (0,5 1,0) от полной
высоты подъема его. Для установки кулачков крейцкопф ставят в положение,
соответствующее заданному по индикаторной диаграмме, например в момент
начала выпуска, и регулируют положение кулачка Л (рис. 240) или длину тяги
СЕ так, чтобы кулачок начинал подъем клапана (т. е. чтобы точка А кулачка,
вращающегося влево, касалась точки В ролика). Вращая далее вал машины,
останавливают его в момент, когда клапан после открытия вновь сядет на
283
гнездо и точка А кулачка, вращающегося вправо, вновь будет касаться точки В
ролика. Измерив расстояние крейцкопфа от мертвой точки и разделив его на
ход поршня, находят полученную степень сжатия.
В большинстве случаев, изменяя угол е (рис. 240) путем сдвига кулачка
на болтах D или изменяя угол установки эксцентрика (в других случаях ку-
лачка) на распределительном валике, удается осуществить желаемые элементы
индикаторной диаграммы.
§ 122. МОНТАЖ ПАРОВЫХ МАШИН
Монтаж новой машины, доставленной на место работы, начинают с уста-
новки ее рамы на фундаменте, который может быть кирпичным или бетонным.
В фундаменте заранее по чертежу машины де-
лают вертикальные отверстия для фундаментных
болтов (см. рис. 98), которые в нижней части
опираются своими головками на специальные
чугунные плитки (рис. 247), заделанные в ни-
шах фундамента. Если к этой нише имеется
доступ сбоку, то головка болта может быть за-
креплена чекой, упирающейся снизу в чугунную
плитку. В конструкции, указанной на рис. 247,
болт имеет прямоугольную головку, которая
свободно проходит в прямоугольное отверстие
чугунной плитки. Повернув затем болт около
его оси на 90°, поднимают его вверх, и головка
плотно упирается своими закраинами в края
отверстия в плитке.
При установке рамы тщательно проверяют
горизонтальность оси вала и совпадение ее с
Рис. 247.Фундаментный болт, осью вала привода, если вал машины соединяется
с ним непосредственно. Если привод имеет ре-
менную или канатную передачу, то надо обеспечить параллельность осей
машины и привода, а если зубчатую, то, кроме того, необходимо строго выдер-
жать заданное расстояние между этими осями.
Горизонтальность оси вала машины легка проверить по уровню, положен-
ному на вал, а если вал снят, то на линейку, уложенную на вкладыши корен-
ных подшипников. Совпадение оси вала с осью привода легче всего проверить,
натянув струну (проволока 0,2—0,5 мм) по оси привода и вала машины. Для
этого надо вынуть валы и натянуть струну внутри «пустых» подшипников,
положив на их вкладыши деревянные «полушейки» — полуцилиндры, изго-
товленные точно по диаметру каждой шейки (рис. 248). Осевая линия ab та-
кого полуцилиндра должна касаться струны во всех своих точках и при пово-
роте полуцилиндра на любой угол во вкладыше соприкосновение должно
сохраняться.
У горизонтальной машины с байонетной рамой второй подшипник криво-
шипного вала устанавливается на фундаменте отдельно от рамы. В этом слу-
чае необходимо дополнительно проверить перпендикулярность осей цилиндра и
вала. Для этого по оси цилиндра (рис. 249, а) протягивают вторую струну ас,
которую укрепляют так, чтобы она проходила через центры отверстий в
крестообразных деревянных перекладинах, укрепленных внутри цилиндра
(рис. 249, б). Перпендикулярность осей проверяют, касаясь струн длинным
деревянным угольником, со строго выверенным прямым углом. Можно убе-
диться в перпендикулярности струн, измерив два катета и гипотенузу в тре-
угольнике abc. Удобно воспользоваться для этого известным соотношением:
32 + 42 = 52.
Кроме горизонтальности оси вала и совпадения ее с осью привода, необ-
ходимо также проверить по уровню горизонтальность оси цилиндра горизон-
284
тальной машины или вертикальность оси цилиндра вертикальной машины
(по отвесу).
Раму машины устанавливают на фундаменте на железных прокладках
и добиваются нужного положения осей рамы, изменяя толщину этих прокла-
док. После выверки положения рамы фундаментные болты слегка затягивают,
заливают пространство между рамой и фундаментом цементным раствором,
вытекание которого предупреждают деревянным
ограждением. После полного затвердевания раст-
вора (через 5—7 дней), фундаментные болты затя-
гиваются окончательно.
В случае многоцилиндровой машины допол-
нительно проверяют параллельность осей цилинд-
ров, натянув струны по оси каждого цилиндра. Рис. 248. Ложная полушейка
При этом надо добиться не только равенства рас- вала.
стояний между осями, но эти оси должны пересе-
каться с осью вала и быть горизонтальными (или вертикальными).
Укладывая вал в подшипники машинной рамы, надо обеспечить плотное
прилегание его шеек к поверхностям вкладышей. Для этого шейки вала сма-
зывают краской и, положив его в подшипники, слегка поворачивают. Подняв
снова вал, осматривают вкладыши и по следам краски на их поверхности
устанавливают места, которые касались шейки. В этих местах материал вкла-
дыша снимают шабером и повторяют уклад-
Рис. 249. Проверка перпендику-
лярности осей.
ку и шабровку до тех пор, пока шейка бу-
дет касаться всей поверхности вкладыша.
Закончив пригонку нижних вкладышей,
пригоняют таким же образом «на краску»
верхние вкладыши. При сборке подшипников
зазор, необходимый для слоя смазки между
телом шейки и вкладышем, устанавливают,
прокладывая между обоими вкладышами про-
кладки. Следует с самого начала положить
между вкладышами набор прокладок и при-
гонку верхних вкладышей производить при
наличии прокладок. Это дает возможность
впоследствии, по мере износа вкладышей и
шейки, уменьшать зазор, удаляя постепенно
прокладки.
Масляный зазор должен устанавливаться
в зависимости от диаметра шейки d в пределах:
8 = (0,0007 4- 0,0015) d.
(122,1)
При этом меньшие величины принимают для баббитовых вкладышей при
фитильной смазке, а большие—для бронзовых вкладышей и при принудительной
смазке. .
Для измерения масляного зазора насухо вытирают шейку и вкладыши
и кладут на шейку поперек ее три кусочка тонкой свинцовой проволоки диа-
метром 0,8—1 мм. Затем увеличивают толщину обычных прокладок между
вкладышами на 0,4—0,6 мм и собирают подшипник, туго затягивая гайки
его крышки. Разобрав после этого подшипник, измеряют микрометром тол-
щину смятых свинцовых проволочек и вычисляют, насколько надо уменьшить
толщину прокладок между вкладышами, чтобы зазор уменьшился до требуемой
величины.
Перед посадкой маховика тщательно очищают поверхности соприкосно-
вения. Правильность посадки проверяют по отвесу, нить которого должна
равно отстоять от обода маховика в верхней и нижней точках. Окончательную
проверку посадки маховика делайт на малом холостом ходу, убеждаясь, что
обод маховика не «бьет» в радиальном и осевом направлениях.
285
г-—о —-г
Рис. 250. Свес поршневых
колец.
Собрав на месте поршень, шток, крейцкопф и шатун, соединяют последний
с кривошипом. Если шатун вильчатый, то надо обязательно сначала соединить
шатун с крейцкопфом, а затем с кривошипом, чтобы быть уверенным, что оба
подшипника вилки правильно собраны, перекоса нет и кривошипная головка
шатуна приходится точно против кривошипа.
В мертвых положениях поршня, его кольца должны свешиваться с рабочей
поверхности цилиндра, чтобы на краях рабочей поверхности не образовыва-
лись «наработки» — неизнашиваемые выступы. Величина этого «свеса» Sj
(рис. 250) должна быть от 0,1 до 0,2 ширины кольца'^, но не более 5 мм. На
рис. 250 показаны лишь части цилиндра, постав-
ленные по отношению к поршню так, как они
взаимно расположены при мертвых точках поршня.
Поэтому, если В—рабочая длина поршня (по внеш-
ним краям колец), то длина рабочей поверхности
цилиндра при ходе поршня s равна:
Н = з + В - (st + Sa). (122,2)
Закончив сборку кривошипно-шатунного меха-
низма, проверяют зазоры вредных пространств. Для
этого, вращая вал валоповоротным механизмом,
мертвые положения крейцкопфа. Затем разъединяют
сдвигают поршень со штоком и с крейцкопфом далее,
за мертвые положения их, пока поршень не упрется в крышку цилиндра. Отме-
тив и эти положения крейцкопфа на параллели, измеряют зазоры. Если есть
опасение, что в мертвом положении поршня возле днища (неотъемная крышка)
цилиндра его крайнее кольцо может целиком свеситься с рабочей поверхности
и, расширившись, препятствовать обратному движению поршня, то проверку
зазоров вредных пространств надо делать со снятыми кольцами.
Зазор вредного пространства должен составлять 5—10 мм. Со стороны
крышки зазор должен быть на 1 — 2 мм меньше, чем со стороны кривошипа,
так как последующий износ и подтяжка подшипников шатуна обычно умень-
шают его первоначальную длину.
отмечают на параллели
шатун от крейцкопфа и
ГЛАВА XXIII
ЭКСПЛУАТАЦИЯ ПАРОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК
§ 123. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Из предыдущих глав курса, относящихся к паровым турбинам, известно,
что современная паровая турбина представляет собою не один агрегат, а
включает целый ряд элементов, аппаратов и различных вспомогательных
устройств, обслуживающих ее.
Правильная эксплуатация паротурбинных установок возможна, прежде
всего, при четком уяснении обслуживающим персоналом соответствующих
правил технической эксплуатации.
Обслуживающий персонал, кроме сознательного и точного выполнения
правил технической эксплуатации, должен хорошо знать конструкцию обслу-
живаемого агрегата, быстро ориентироваться во всех изменениях, происходя-
щих в связи с различными режимами работы турбины, а также принимать
меры к улучшению эксплуатации и повышению экономичности агрегата. Надо
здесь же отметить необходимость категорического запрещения проводить
какие-либо эксперименты с агрегатом. Любые изменения как в конструктив-
ном отношении, так и в части режима работы и иные мероприятия необходимо
весьма тщательно продумать и согласовать не только с руководящим персо-
налом силовой станции, но и с заводом-изготовителем.
286
Руководящий персонал установок обязан сам знать и выполнять правила
техники безопасности и противопожарные мероприятия, а также инструкти-
ровать и постоянно проверять выполнение всех инструкций подчиненным
ему персоналом.
Все рабочие места должны быть снабжены соответствующими инструк-
циями.
По степени важности оборудования силовой станции паровая турбина
занимает первое место, а поэтому и основное внимание эксплуатационного
персонала должно быть сосредоточено на обеспечении нормальных режимов
ее работы.
В связи с этим необходимо соблюдать требуемые инструкциями условия
при пуске в ход, нагрузке, эксплуатации и остановке паровой турбины. Частые
остановки и пуски в ход, резкие переходы от одной нагрузки к другой ока-
зывают весьма неблагоприятное влияние на работу турбины и часто служат
причиной аварий.
Элементы, аппараты и различные вспомогательные устройства пре-
допределяют: надежность, безопасность и экономичность паротурбинной уста-
новки. Чтобы устранить снижение экономичности, необходимо не допускать
различных неплотностей в конденсационной установке, ненормальной работы
эжекторов и насосов, а также устранять загрязненность конденсатора.
Для создания нормальных условий работы установки большого внимания
со стороны обслуживающего персонала требуют также регенеративная уста-
новка, водоохлаждение, трубопроводы и арматура.
Из сказанного выше можно сделать вывод, с каким большим количеством
вопросов приходится иметь дело при работе на силовых станциях, обору-
дованных паротурбинными установками.
Вопросы эти могут быть систематизированы в такой последовательности:
1. Обслуживание паротурбинной установки: а) пуск в ход паровой тур-
бины, б) уход за турбиной во время работы под нагрузкой, в) остановка nape-
вой турбины.
2. Испытание паротурбинных установок.
3. Ревизия и ремонт паротурбинных установок.
4. Монтаж паровых турбин.
§ 124. ОБСЛУЖИВАНИЕ ПАРОТУРБИННОЙ УСТАНОВКИ
Пуск в ход паровой турбины
Пуск в ход паровой турбины состоит из: подготовки к пуску турбины,
пуска турбины и нагрузки турбогенератора.
Очередность и условия выполнения операций каждого процесса при пуске
в ход излагаются в специальных инструкциях в зависимости от конструкции,
мощности, начальных параметров пара и ряда других особенностей паровой
турбины.
Так как пуск в ход паровой турбины является весьма ответственной опе-
рацией, то он должен производиться у эксплуатируемых турбин только в при-
сутствии начальника смены или дежурного инженера, а у турбин, вышедших
из ремонта или ревизии—под руководством лица, ответственного за проведение
последних.
Заново смонтированная турбйна может быть пущена в ход только в при-
сутствии лица, ответственного за монтаж.
Невзирая на многочисленность инструкций по пуску в ход различных
типов турбин, значительная часть пунктов в них является общей. Ниже рассмот-
рен процесс пуска, применительно к турбинам, работающим с конденсацией
и отбором, а также указаны те дополнения и исключения, которые возникают
при обслуживании турбин других типов.
Подготовка к пуску турбины. При подготовке к пуску тур-
бины надо:
287
I
1. Произвести внимательный осмотр всей паротурбинной установки, чтобы
быть уверенным в полной ее исправности и избежать возможности возникно-
вения аварии из-за различных неполадок.
2. Поставить в известность ответственное лицо котельной установки о
требуемом для турбины количестве пара.
3. Выпустить воду из масляного резервуара и проверить уровень масла
в нем. Обеспечить запас масла для пополнения его убыли при пуске в ход
масляного насоса.
Рис. 251. Общая схема паротурбинной установки.
4. Опробовать работу регулятора безопасности и оставить рычаги передач
в сцеплении.
5. Все масленки заполнить маслом, а шарниры и трущиеся детали смазать.
Тахометр смазать костяным маслом.
6. Проверить, отключен ли регулятор отбора.
7. Во избежание гидравлического удара осторожно произвести продувку
и прогрев паропровода 5 (рис. 251) и водоотделителя 4. Для этого надо сперва
открыть вентили 19 и 1 на дренажной магистрали, а затем вращением махо-
вичка 7 открыть вентиль обвода закрытой задвижки 6.
Только после полного удаления конденсата из паропровода можно на-
чать повышать давление пара в нем и то не свыше чем на 1,2— 1,5 ат
в течение одной минуты.
8. Закрыть клапан 20, установленный на трубопроводе, расположенном
между главной пусковой задвижкой 3 и автоматическим стопорным клапа-
ном 10.
Клапан 33 при остановке турбины надо держать открытым, с целью устра-
нения возможности просачивания пара в турбину, вследствие неплотностей
задвижек, установленных на главном паропроводе.
9. Закрыть клапан 16 отвода из перепускных труб в атмосферу.
288
10. Закрыть продувательный вентиль 19 водоотделителя 4 и открыть
клапаны обвода 12 и 18 конденсационных горшков 14 и 17.
И. Проверить, открыты ли все вентили, установленные на дренажной
линии из цилиндра турбины и на паропроводах отбора.
12. Полностью открыть автоматический стопорный клапан 10 и присту-
пить к прогреву паровой коробки. Для этого необходимо медленным вращением
маховичка 8 приоткрыть клапан 2 с тем, чтобы давление в паровой коробке
повышалось не более, чем на 0,5 ат в течение 4 мин.
13. Проверить наличие масла в подшипниках насосов, электродвигателей
и вспомогательных турбин.
14. Привести в действие конденсационную установку, пустив в ход цир-
куляционный и конденсатный насосы. До пуска насосов надо проверить,
открыты ли задвижки отвода воды из воздухоохладителя генератора и масло-
охладителя, а также на подводе и отводе главного эжектора и на линии кон-
денсата.
15. Заполнить паровое пространство конденсатора конденсатом из запас-
ного резервуара.
16. Привести в действие конденсационную установку, пустив в ход цир-
куляционный насос, а при появлении в водомерном стекле воды при заполне-
нии конденсатора пустить конденсатный насос. До пуска насосов надо про-
верить, открыты ли задвижки отвода воды из воздухоохладителя и масло-
охладителя, а также на подводе и отводе у главного эжектора и на линии
конденсата.
17. Включить регенеративную установку.
18. Сделать отметки теплового расширения турбины, чтобы судить о пра-
вильном течение тепловых и других деформаций.
19. Включить пар к эжектору.
Пуск турбины. 1. После 10—15-минутного прогрева паровой ко-
робки надо открыть задвижку 3 и закрыть клапан 2 и клапан обвода 12 кон-
денсационного горшка 14. Клапаны 15 и 13 должны быть полностью открыты.
2. Проверить по манометру свежего пара, что пар имеет требуемое дав-
ление.
3. Произвести пробный пуск аварийного масляного насоса.
4. Создать давление в масляной системе регулирования не менее 3,5 ата,
а в системе смазки подшипников 1,15—1,2 ата, для чего пустить вспомога-
тельный масляный турбонасос, убеждаясь через смотровые окна, что масло
нормально поступает на все подшипники.
5. Опробовать механизм регулятора безопасности, для чего при открытом
стопорном клапане 10 выбить вручную рычаг выключения.
Убедившись в правильной работе всего механизма, надо вновь полностью
открыть стопорный клапан и, зарядив регулятор безопасности, проверить
правильность сцепления рычагов.
6. Проверить, чтобы все регулирующие клапаны турбины полностью от-
крылись после поднятия давления в масляной системе.
7. Когда вакуум достигает 450-—500 мм рт. ст., остановить пусковой
эжектор и пустить в ход главный эжектор.
8. В течение времени, предусмотренного инструкцией, произвести про-
грев турбины, открывая специальный пусковой вентиль (на схеме не пока-
зан). Прогрев производить при.300—400 об/мин для турбин с нормальным
числом оборотов и при 200 об/мин для турбин с рабочим числом оборотов
1500 в минуту.
Чтобы не допустить деформации ротора и не вызвать этим недопустимые
изменения зазоров, возникновения вибраций и аварий агрегата, прогрев
турбины при неподвижном роторе запрещается.
9. Немедленно после трогания ротора дать пар к концевым уплотнениям
и проверить их работу по непрерывному выходу небольшого количества пара
из вестовых труб.
19 ин 289
L _
10. Сейчас же после пуска турбины прослушивать ее стетоскопом, убе-
диться в отсутствии задеваний между подвижными и неподвижными дета-
лями, а также в нормальной работе главного масляного насоса.
11. При температуре масла 40—45° С пустить циркуляционную воду для
охлаждения масла и регулировать ее поступление так, чтобы температура
масла, выходящего из маслоохладителя, держалась не ниже 35—40° С.
В противном случае возможен обрыв масляной пленки в подшипниках, вызы-
вающий вибрации турбины.
12. По окончании прогрева ротора начинают равномерно увеличивать
число его оборотов. Обычно это увеличение числа оборотов составляет 5%
в минуту от нормального числа оборотов вала. При приближении к крити-
ческому числу оборотов, или к кратному критическому быстро увеличивают
открытие пускового вентиля для того, чтобы пройти через эти числа обо-
ротов за возможно более короткий промежуток времени.
13. Если во время прогрева и повышения числа оборотов ротора появ-
ляются вибрации, то необходимо снизить число оборотов до исчезновения
вибрации, после чего вновь медленно повысить число оборотов. Если вибрации
снова появятся, то турбину надо остановить, выяснить и устранить причину
вибрации.
14. При наличии у турбины гидравлических уплотнений прекратить по-
дачу пара к ним и пустить воду, когда число оборотов ротора превысит поло-
вину нормального.
15. После вступления в работу главного масляного насоса остановить
вспомогательный масляный турбонасос; при этом надо внимательно следить
за поддержанием установленного давления масла в системе регулирования и
подшипниках.
16. Когда при соответствующем' повышении числа оборотов управление
турбины будет происходить от регулятора скорости, произвести проверку
работы регулирующего механизма изменением числа оборотов вала турбины,
прикрывая слегка вентиль 2. Довести число оборотов вала турбины до нор-
мального и это время зарегистрировать в журнале.
17. По достижении нормального числа оборотов сделать первую запись
по всем приборам.
18. Произвести проверку действия регулятора безопасности, нажимая
вручную на муфту регулятора скорости. Если регулятор безопасности сраба-
тывает при числе оборотов на 8—10% выше нормальных, а также при нажатии
на рычаг включения прекращает доступ пара к турбине, то регулятор безо-
пасности исправный.
Если регулятор безопасности неисправный, то турбина не может быть
допущена к эксплуатации:
19. После проведения всех указанных операций сообщают о готовности
турбины к синхронизации и принятию нагрузки на пульт управления.
Пуск турбины с противодавлением обычно производится на выхлоп в атмо-
сферу или на противодавление, если последнее у нее невелико, но с несколько
большим временем разворота, в течение которого вал турбины достигает
нормального числа оборотов. В обоих случаях регулятор концевого отбора
надо отключать Ч
При пуске турбины с промежуточным отбором пара надо, кроме соблю-
дения пункта 6, полностью открыть клапаны, регулирующие отбор низкого
давления, и закрыть задвижки на линии отбора. В этом случае турбина с от-
бором пара так же, как и турбина мятого пара, пускается как конденсационная
турбина. Дренажные линии .спуска воды отбора должны быть открыты на
конденсатор до тех пор, пока давление в камере отбора будет ниже атмо-
сферного.
1 Регулятор концевого отбора включают лишь при достижении нормального числа
оборотов вала и полной нагрузки турбины.
290
~У турбин со связанным регулированием скорости и давления переход
•от чисто конденсационного режима работы с отбором осуществляется авто-
матически.
Продолжительность пуска турбин высокого давления в зависимости от
параметров, конструкции и мощности может доходить до 10 часов и более,
так как ротор у них значительно легче массивного корпуса, прогрев которого
происходит медленно и возможно возникновение опасных температурных на-
пряжений в материале, перекос цилиндра и подшипников относительно ро-
тора или искривление самого ротора, а также уменьшение до опасных пределов
гзазоров между подвижными и неподвижными деталями и узлами паровой
•турбины.
Рис. 252. Кривая прогиба вала.
Пуск в ход паровой турбины после кратковременной остановки надо
производить с особой осторожностью, так как нижняя часть корпуса и ротора
охлаждаются быстрее, чем верхняя, и между верхней и нижней частями возни-
кает большая разность температур. Из-за наличия этой разности температур
ротор прогибается вверх. Появление прогиба ротора происходит сразу же
после остановки турбины. После достижения своего максимального значения
прогиб уменьшается. Первоначальную форму ротор приобретает только тогда,
когда сравняются температуры верхней и нижней частей корпуса.
С целью сокращения времени пуска турбины восстанавливают перво-
начальную форму ротора либо продувкой турбины холодным воздухом при
давлении 5—8 ата, либо регулярным (через 0,5—1—2 часа) поворотом ротора
на 180° с помощью валоповоротного устройства.
В турбинах более поздних выпусков, а также в турбинах высокого дав-
ления валоповоротное устройство вращает ротор непрерывно после остановки
турбины. Это мероприятие обеспечивает не только ускорение пуска в ход па-
ровой турбины, если это необходимо, но и сводит к минимуму остаточные
температурные деформации, возникающие при остывании роторов турбин.
Для выяснения влияния указанных факторов на изменение прогиба в
функции времени для одной из турбин приведен соответствующий график
(рис. 252).
Наиболее опасным является пуск турбины в тот период, когда прогиб
ротора достигает наибольшей величины и поэтому пуск турбины в этот период
запрещен. Этот период устанавливается практикой эксплуатации или . специ-
альным исследованием и может быть различен даже для однотипных турбин.
Нагрузка турбогенератора. Для нагрузки турбогенератора
необходимо:
19*
291
1. Если турбогенератор работает изолированно, то по достижении нор-
мального числа оборотов включить возбуждение генератора, доводя его на-
пряжение до нормального.
2. При включении генератора на параллельную работу с другими пред-
варительно проверить работу синхронизатора от руки и моторчиком со щита,,
•а затем нагрузить генератор.
3. Для того чтобы генератор принял нагрузку, нужно увеличить доступ
пара в турбину. Поэтому приходится синхронизатором воздействовать на
регулирующий механизм турбины, вызывая добавочное открытие каналов,
.паровпускными клапанами.
4. Время начала нагружения турбины записать в журнале.
5. Для обеспечения равномерного теплового расширения деталей и узлов
турбогенератора, нагрузку его повышают не более, чем на 5% в минуту от
номинальной мощности. При появлении вибраций нагрузку уменьшают.
6. При нагружении турбины паровпускные клапаны должны подни-
маться плавно и без рывков. В противном случае, во избежание сильного
броска нагрузки, надо выяснить и устранить причину их заедания.
7. Сразу же после нагрузки турбины произвести запись по всем измери-
тельным приборам, а также зарегистрировать тепловсе расширение турбины.
8. В процессе нагрузки турбины надо так регулировать подачу свежего
пара к лабиринтовым уплотнениям, чтобы не было заметного выхода пара из вес-
товых труб и даже, если необходимо, совсем прикрыть подачу пара в сторону
высокого давления турбины. После того как нагрузка принята, необходимо
отрегулировать отвод пара из уплотнения стороны высокого давления, так как
в это уплотнение будет поступать пар из корпуса турбины.
9. На паропроводах отбора пара от турбины, а также на входе и выходе
воды из подогревателей, все задвижки должны быть полностью открыты.
Закрывают задвижки только для отключения подогревателя при производстве
ремонта. Обводные задвижки на входе и выходе воды из подогревателей откры-
ваются лишь в случае надобности регулирования температуры подогрева
воды.
10. Не упускать из вида уровень конденсата в конденсаторе, не допуская
его повышения над отметкой на водомерном стекле.
§ 125. ОБСЛУЖИВАНИЕ ТУРБИНЫ ВО ВРЕМЯ РАБОТЫ
Во время работы турбины надо производить регулярную запись пока-
заний всех приборов и отмечать отклонения от нормального режима.
В случае появления ненормальностей в работе агрегата дежурный ма-
шинист должен немедленно выяснить их причину для принятия соответствую-
щих мер и сообщить об этом начальнику силовой станции.
Дежурный отвечает за бесперебойную и экономичную работу агрегата,
руководствуясь соответствующими инструкциями. Все измерительные при-
боры должны быть хорошо освещены и в машинном зале должна поддержи-
ваться чистота.
Дежурный обязан немедленно остановить агрегат в следующих случаях:
а) при возникновении вибраций, превышающих допустимые;
б) при повышении числа оборотов вала на 10—12% сверх нормальных;
в) при изменении параметров пара до таких пределов, при которых мо-
жет возникнуть водяной удар;
г) при нагревании подшипников до температуры свыше 60° С;
д) при уменьшении уровня масла в резервуаре или понижении давления
масла ниже допустимого предела;
е) при разрыве главного паропровода;
ж) при поломке или расцеплении рычагов регулирования;
з) при появлении посторонних звуков в корпусе и лабиринтах турбины;
и) при появлении дыма из генератора или возбудителя.
292
Быстрая остановка турбины производится ударом по ручке регулятора
безопасности и срывом вакуума, не выключая возбуждения генератора.
Причин ненормальностей в работе турбогенератора много. Типичные из
них следующие.
1. Вибрации турбогенератора могут возникнуть в ре-
зультате разбалансировки ротора из-за недостаточного или неправильного
охлаждения и прогрева, поломки, вылетания, разъедания или засорения
лопаток. В результате износа подшипников и неполадок в системе смазки
а также под действием резких изменений температур или высокого перегрева
пара. Вибрации вызываются также деформациями корпуса при росте чугуна
и повреждениями обмотки генератора.
Неправильный ремонт или монтаж тоже могут вызвать появление виб-
раций при неправильной балансировке ротора, несимметричности и недоста-
точности осевых и радиальных зазоров, при слабой посадке дисков на вал
и при неправильной установке расширяющихся от нагревания деталей. Не-
соответствующее крепление фундаментной плиты на фундаменте тоже может
привести к появлению вибраций.
Для выяснения причин вибраций от обслуживающего персонала требу-
ется большой опыт и знание агрегата.
2. Повышение числа оборотов выше нормального может
произойти у изолированно работающего генератора при уменьшении на-
грузки и наличии при этом неисправностей в регулировании турбины. Следует
подчеркнуть два возможных случая повышения числа оборотов.
У турбин с большим отбором пара, если не сработают на отборах обрат-
ные клапаны, после того как сработает регулятор безопасности, а также у
турбин с промежуточным подводом пара от вспомогательной турбины, если
механизм не переключит отвод пара в атмосферу.
Обычно число оборотов турбины при включенном масляном выключа-
теле ее генератора, работающего на общую сеть, даже при полном сбросе на-
грузки не превышает 7—8% сверх нормального.
Однако при наличии неисправностей конструктивного или эксплуата-
ционного характера возможно повышение числа оборотов до тех пор, пока
не сработает регулятор безопасности. Поэтому надо внимательно следить за
всей системой регулирования, в особенности за регулятором безопасности,
не допуская ржавления, осадков масла, заедания шарниров и пр. Необходимо
следить за плотностью закрытых обратных клапанов на отборах. Стопорный
вентиль должен быть всегда чист и свободно закрываться.
3. Водяной удар происходит от попадания в турбину вместе с
паром воды. Причинами его могут быть: вскипание воды в котле, перепитка
воды в котел, плохой прогрев или продувка паропровода, а также заброс
воды из подогревателей высокого давления. Водяной удар сопровождается
понижением числа оборотов вала изолированно работающей турбины, резким
понижением температуры свежего пара, выбрасыванием воды и влаж-
ного пара из уплотнений, вестовой трубы или из фланцев ц.в.д., понижением
разрежения в конденсаторе и необычным шумом со стороны впуска пара. При
водяном ударе наблюдаются толчки турбины, повышение температуры масла,
выходящего из упорного подшипника, и даже частичное выбрасывание из него
масла.
При водяном ударе надо немедленно прекратить подачу пара с целью
сохранения лопаточного аппарата, предотвращения аварии упорного под-
шипника, изгиба и даже поломки вала.
4. Увеличение осевого давления вызывает сдвиг рртора и
может возникнуть из-за:
а) попадания воды в проточную часть турбины,
б) засорения лопаточного аппарата накипью и солями вследствие неудовле-
творительного качества питательной воды, водного режима и плохой сепарации
пара, что особенно сильно наблюдается при форсированной работе котельной:
293
в) резкого изменения нагрузки турбины;
г) разработки уплотнений, а в реактивных турбинах — разгрузочных
поршней;
д) увеличенного просачивания пара через стыки диафрагм и др.
Необходимо внимательно следить за осевым положением ротора, замеряя
периодически его положение скобой, если нет особого прибора. После резкого
изменения нагрузки турбины или водяного удара положение ротора надо
замерить немедленно.
5. Повреждение концевых уплотнений может возник-
нуть из-за осевого сдвига ротора, вибрации турбины, недостаточных зазоров
в уплотнениях, неправильного распределения зазоров вследствие неверной
центровки ротора по отношению к уплотнениям, попадания мелких посторон-
них тел (стружка, капли металла от сварки), неправильной сборки уплотнения,
применения материала, не удовлетворяющего температурным или механи-
ческим условиям работы уплотнения, плохой запрессовки гребней в пазы обойм
и других.
При эксплуатации турбины необходимо принимать меры против смятия
или износа гребней уплотнений. К таким мерам, в первую очередь, надо от-
нести режимы пуска и остановки турбины, а также недопущение работы агре-
гата с чрезмерно высокой температурой острого пара, загрязнения его солями
и увлажнения.
6. Ухудшение вакуума снижает экономичность турбины и мо-
жет произойти по следующим причинам: ухудшения работы воздухоотсасы-
вающих устройств или циркуляционного насоса, увеличения присоса воздуха
через неплотности, загрязнения охлаждающей поверхности конденсатора, за-
сорения трубных досок конденсатора, подпора на линии выхода охлаждающей
воды, чрезмерно высокого уровня конденсата в конденсаторе и др.
Обычно вакуум восстанавливают снижением нагрузки агрегата, а затем
устанавливают причины ухудшения вакуума и устраняют их. Установить
истинные причины, вызывающие ухудшение вакуума, часто бывает довольно
затруднительно и для этого нужен тщательный анализ всех показателей ра-
боты конденсационной установки. Устранение всех возможных ненормаль-
ностей в работе турбогенератора надо производить, если возможно, на ходу
и лишь при отсутствии таких возможностей—во время текущего или капиталь-
ного ремонтов.
Одним из ответственнейших узлов паровой турбины является ее про-
точная часть. Поэтому важно, чтобы все элементы проточной части в процессе
эксплуатации находились в хорошем состоянии, не подвергались перегрузке,
загрязнениям, чрезмерному износу, сохраняли свою механическую прочность
не изменяли своей формы и своего расположения относительно других эле-
ментов. Нарушение этих условий вызывает не только снижение экономичности
или ограничение мощности, но может стать причиной серьезных повреждений
и даже выхода агрегата из строя на длительный срок.
Самым уязвимым элементом проточной части турбины является ее ло-
паточный аппарат. Рабочие лопатки подвергаются действию больших центро-
бежных и паровых усилий, вибрационным колебаниям, истиранию, загряз-
нению, выкрашиванию и эрозии.
Нормальный срок службы лопаточного аппарата не менее 50 000—60 000
часов. При неблагоприятных условиях его работы смену лопаток приходится
производить раньше.
Важным фактором, влияющим на долговечность работы лопаток, явля-
ется температура свежего пара. Допускать работу турбины с повышенной
температурой пара это значит ухудшать механическую прочность, способ-
ствовать появлению ползучести металла, возникновению трещин, изломов,
ослаблению посадок и других повреждений не только лопаток, но и других
деталей турбины (диафрагмы, диски, корпус и т. д.). Нельзя допускать работу
турбины и при пониженной температуре пара, так как при этом увеличивается
294
влажность в последних ступенях турбины, вызывая эрозию, ухудшается •
к. п. д. турбины, увеличивается степень реактивности на лопатках и проис-
ходит увеличение осевых усилий.
Понижение параметров свежего пара при номинальной нагрузке вызывает
повышенный расход пара через проточную часть турбины, а значит перегрузку
лопаток. Предельные параметры пара, при которых необходимо принимать
немедленные меры для устранения причин, вызывающих отклонение от нор-
мальных параметров, должны быть хорошо знакомы эксплуатационному пер-
соналу.
Нельзя допускать даже кратковременной работы турбины с нагрузкой при
пониженной частоте в сети, во избежание попадания лопаток в резонанс.
Особое внимание при работе турбины должно быть уделено смазке.
Необходимо строго следить за давлением, температурой и уровнем масла
в системе.
Постепенное повышение температуры масла, сливающегося из подшип-
ников при постоянных температуре и напоре охлаждающей воды, указывает
на то, что маслоохладители засорены.
Причиной падения давления масла в маслопроводе может быть загряз-
нение фильтра, подсосы воздуха во всасывающую линию насоса при низком
уровне масла в резервуаре.
Категорически запрещается производить подтяжку болтов маслонасоса
во время работы турбины, во избежание перекоса и повреждения шестерен
и втулок. Необходимо не реже трех раз в сутки смазывать все соединения (
рычагов, заполнять и подвинчивать масленки.
Во избежание пожара нельзя допускать разливания масла. Горящее масло
необходимо засыпать песком или тушить пеногонным аппаратом.
При работе турбины с установившейся нагрузкой необходимо ежедневно
изменять в ограниченных пределах нагрузку на турбину, чтобы путем сме-
щения штоков регулирующих клапанов удалить с них загрязнения и не до-
пускать прикипания их ко втулкам. Для этого же периодически необходимо
поворачивать в ту и другую сторону маховики запорных клапанов турбины
и вспомогательных устройств. Систематически проверять все крепежные де-
тали системы регулирования, так как их саморазвинчивание от сотрясений
и вибраций приведет к нарушению работы регулирования.
Время от времени надо проверять правильность сцепления рычагов ре-
гулятора безопасности, а через каждые 1000 часов работы турбины произво-
дить испытание регулятора безопасности. Так как это испытание является
весьма ответственным, то его надо производить обязательно с участием упол-
номоченного на это испытание ответственного работника силовой станции.
Автоматический стопорный клапан должен закрываться не позже, чем за
0,3—0,4 сек. с момента выбивания регулятора безопасности.
§ 126. ОСТАНОВКА ТУРБИНЫ
К числу общих правил остановки конденсационных турбин надо отнести
следующие операции, выполняемые в такой последовательности:
1. Проверить работу вспомогательного масляного турбонасоса.
2. Перейти на работу без отбора у турбин с промежуточным отбором
пара.
3. Для снижения нагрузки необходимо постепенно прикрывать главную
пусковую задвижку 9, одновременно открывая обводной клапан 2 (рис. 251).
Время вращения ротора по инерции с момента прекращения впуска пара
в турбину до полной остановки ротора называется выбегом.
Иногда при каждой остановке турбины (периодически при частых оста-
новках) снимают кривую выбега, представляющую графическую зависимость
изменения числа оборотов ротора от времени выбега (рис. 253).
Сравнивая кривые выбега, получаемые при остановках во время эксплуа-
тации, с нормальной кривой выбега, можно сделать заключения о состоянии
295
турбины. Нормальной кривой выбега турбины считают кривую выбега,снятую
с вновь смонтированного агрегата, когда он находится в безупречном сос-
тоянии и части его уже приработались.
Для получения кривой выбега снимают нагрузку с турбины, выключают
пар регулятором безопасности и производят все операции остановки. Поль-
зуясь секундомером и тахометром, производят записи через 0,5—1 мин. или
через 100 оборотов. Согласно записи, в произвольном масштабе наносятся
точки, которые соединяются плавной кривой, являющейся кривой выбега.
Необходимо следить за остыванием остановленной турбины, регулируя
связанные с остыванием деформации путем проворачивания ротора. У оста-
новленной турбины надо принять меры против коррозии внутренних деталей
Рнс. 253. Кривая выбега турбины.
под действием влажного воз-
духа. Для удаления влаги из
внутренней части турбины
применяют продувку ее горя-
чим воздухом.
Если турбина остановлена
па длительный промежуток
времени, то принимают меры
по ее консервации. Консер-
вация турбины состоит в за-
щите ее от коррозии путем
покрытия деталей турбины
слоем материала, не допус-
кающего воздействия влаги и
кислорода на металл.
4. До полной остановки
турбины надо добавлять пар в
лабиринтовые уплотнения, а водяные уплотнения выключить при снижении
числа оборотов до половины от нормальных, одновременно подавая на уплот-
нение пар. При числе оборотов меньше одной трети нормальных — подачу
пара прекратить.
5. После снятия электрической нагрузки надо закрыть автоматический
стопорный клапан 1J и обводной клапан 2 главной пусковой задвижки.
6. Надо взвести регулятор безопасности, чтобы он мог сработать в случае
экстренного пуска турбины, вызываемого неисправностью вспомогательного,
и аварийного масляного насосов.
7. Необходимо наблюдать за работой вспомогательного масляного турбо-
насоса, поддерживая в требуемых пределах давление и температуру масла.
8. Во избежание попадания холодного воздуха в турбину, следует при
снижении числа оборотов вала турбины ухудшить вакуум, прикрывая подачу
пара к эжектору.
9. После полной остановки ротора, спустя несколько минут, выключают
конденсатный и циркуляционный насосы. Водяное пространство конденсатора
должно остаться заполненным водой.
10. После полной остановки ротора и снижения температуры масла до
40° С следует остановить вспомогательный масляный турбонасос и прекратить
подачу воды к маслоохладителю.
11. Задвижку на паропроводе свежего пара надо закрыть и сообщить
паропровод с атмосферой, во избежание просачивания пара в турбину.
12. До следующего пуска турбины все вентили дренажной линии должны
оставаться открытыми.
При консервации турбины покрывают лопаточный аппарат техническим
вазелином: корпус, диски, лабиринты и уплотнения смазывают турбинным мас-
лом;. угольные уплотнения заливают парафином. Если турбина остановлена для
продолжительной консервации, желательно приподнять крышку корпуса
турбины с тем, чтобы создать свободное обтекание воздухом ротора.
296
§ 127. ИСПЫТАНИЕ ПАРОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК
Испытания паротурбинных установок бывают приемочные и эксплуата-
ционные.
Приемочные испытания служат для проверки гарантий, данных заводом,
и производятся два раза: первичные не ранее чем через месяц после устране-
ния обнаруженных дефектов, но не позже чем через три месяца после пуска,
а вторичные на второй год эксплуатации турбины, для проверки экономич-
ности установки.
Эксплуатационные испытания обычно производятся периодически, не
реже чем через 15 000 часов работы, а также в случаях изменения режима ра-
боты, конструкции агрегата и различных мероприятий, связанных с улучше-
нием эксплуатации и повышением к. п. д. установки.
Весь процесс испытания паротурбинных установок может быть разделен
на три периода: подготовка к испытанию, проведение испытания и подведение
итогов испытания.
Подготовка к испытанию
Перед испытанием проверяют плотность всех теплообменных аппаратов,,
включая и конденсатор, а также работу эжекторов.
Отключают заглушками те турбопроводы, которые не должны находиться
в работе.
До проведения первичных испытаний производят чистку конденсаторов,
маслоохладителей и воздухоохладителей, а перед вторичными, кроме этого,—
производят ревизию турбины с очисткой лопаточного аппарата от отложений.
Перед приемными испытаниями изучают условия работы агрегата на
холостом ходу, при максимальной нагрузке, а также проверяют работу регу-
лирования. Для турбин с отбором пара, кроме указанного, исследуют работу
агрегата с максимальным отбором при пониженном давлении пара.
Согласно составленной принципиальной тепловой схеме испытываемой
установки устанавливают предварительно выверенные измерительные при-
боры. Приборы должны быть выверены и после испытания.
На чертеже (оис. 254) изображена такая схема с указанием мест распо-
ложения приборов при испытании применительно к турбогенератору типа
АП-25-1 ЛМЗ.
Как видно из чертежа, на паропроводе свежего пара установлены: ртут-
ный термометр 1, диафрагма 2 и дифманометр 4 паромера. На дифманометре 4,
перед диафрагмой 2, установлен пружинный манометр 3. На том же паропро-
воде, перед стопорным клапаном установлены манометр 5 и термометр 6. Перед
клапанами, на паровой коробке и после каждого из них установлены мано-
метры 9, 10, 11 и 12.
Обычно при испытании на штоках и корпусах регулирующих клапанов
устанавливают стрелки и шкалы для фиксирования подъема клапанов и угла
поворота сервомотора (на схеме не показаны).
На паропроводе первого регулируемого отбора пара возле турбины перед
обратным клапаном установлен термометр 7. Там же или в камере отбора уста-
навливают манометр 8. На паропроводах второго и третьего нерегулируемых
отборов пара установлены манометры 13 и 14.
На трубе, выпускающей пар в атмосферу, установлен вакуумметр 17 для
измерения давления в конденсаторе.
На подводящем и отводящем трубопроводах охлаждающей воды, а также
на всасывающей линии конденсатного насоса установлены термометры 1S,
19 и 21.
Водоуказательное стекло 20 (с сантиметровой шкалой) соединено с паро-
вым пространством конденсатора и линией отвода конденсата.
На линии подвода пара или в камере перед соплами эжекторов установ-
лены манометры 22 и 23.
297
Рис. 254. Принципиальная схема паротурбинной установки с указанием расположения приборов при испытании.
Перед подогревателями среднего и низкого давления и после них на
приемных и подводящих патрубках подогревателей установлены термометры
24, 25, 26 и 27. На конденсатной линии после подогревателя среднего давления
установлены дифманометр 28 и диафрагма 29. На приемном и отводящем
патрубках подогревателя высокого давления установлены термометры 31 и 30.
На питательной магистрали установлена диафрагма 32 и дифманометр 33.
На паропроводе первого регулируемого отбора пара установлены: диф-
манометр 34 с пружинным манометром 35, даифрагма 36, а перед ней термо-
метр 37. На выводах эксплуатационных измерительных трансформаторов
установлены ваттметры 15 и 16.
Все ртутные приборы для приведения их показаний к нормальным усло-
виям обязательно должны быть снабжены термометрами, которые так же, как
и барометр, на схеме не показаны. Обычно барометр располагают в машинном
зале на одной высоте и вблизи с вакуумметрами.
Проведение испытания
При проведении приемных испытаний необходимо выполнять следующее:
1. Строго по сигналу, через предусмотренный по инструкции промежуток
времени (2,5—5 мин.), производить записи показаний всех измерительных
приборов.
2. Испытание производить при нагрузках, соответствующих 100%, 75%
50% от полного пропуска пара турбиной и при холостом ходе. Турбина с про-
межуточным отбором пара испытывается при таких же долях полного про-
пуска пара через часть высокого давления в трех различных отборах.
3. Продолжительность испытания нормально должна составлять 1 час,
а при весьма незначительных колебаниях параметров — 30 минут. Продолжи-
тельность испытаний холостого хода — не менее 1 часа, а максимальной на-
грузки — 15 минут.
4. Записи показаний измерительных приборов с целью определения эко-
номичности действительны только те, которые произведены при установив-
шемся режиме работы агрегата. Установившийся режим наступает спустя
6—8 часов работы под нагрузкой, начиная от холостого хода. При изменениях
нагрузки на 20% от номинальной установившийся режим работы наступает
через 30—60 минут.
5. Проверить работу автоматического регулирования и предохранитель-
ных устройств.
Во время приемных испытаний следует исследовать работу конденсаци-
онного устройства, проверить механические свойства турбины; вибрации при
различных числах оборотов и нагрузках, построить кривую выбега, опре-
делить время для повторного пуска турбины и после ее остановки и пр.
Испытание считается действительным без дополнительных допусков к
гарантиям, если отклонения от нормальных параметров и колебания отдель-
ных величин не превышают значений, указанных в табл. 23.
При больших отклонениях от средних допустимых значений соответ-
ствующее испытание должно быть повторено.
Подведение итогов испытания
Итоги испытания подводятся по форме и в объеме типовых характеристик
турбоагрегатов, изданных Министерством электростанций.
К числу основных вопросов, которые включены в эти типовые характе-
ристики, надо отнести следующие: среднее за опыт барометрическое давление;
состояние свежего пара перед пусковым вентилем (давление, температура и
теплосодержание); состояние пара за регулирующими клапанами; состояние
пара за последним диском ц. н. д.; состояние отработавшего пара в горловине
конденсатора; давление, температура и расход охлаждающей воды; количество
299
Таблица 23
Допустимые отклонения величин при испытаниях
Величины (в процентах) Нормы отклонения от номи- нальных параметров паровой турбины Допустимые колебания отдельных величин от средних при испытании
Конден- сационные турбины Турбины с концевым отбором Турбины с промежу- точным отбором Конден- сационные турбины Турбины с концевым отбором Турбины с промежу- точным отбором
Абсолютное давление свежего пара . ± 5 ±5 ±5 ±5 ± 5 ±5
Температура свежего пара . . + 25 ± 25 + 25 ± ю ± 10 ± ю
Противодавление или давление в камере отбора — ± 5 ± 5 — ± 5 ±5
Адиабатический перепад тепла ±7 ±7 ±7 ±5 ±5 ±5
Расход свежего пара ±7 ±7 ± 7 ± 5 ±5 ± 5
Расход отбираемого пара . . . — ±7 — — ± 7
Температура охлаждающей воды Без ограничений ±5 — ± 5
Абсолютное давление в конден- саторе Без ограничений ± ю — ± ю
Расход охлаждающей воды . . ± ю — + ю — — —
Число оборотов ±3 ±3 ± з — — —
Мощность — — — ±5 ±5 ± 5
конденсата, определяемое, как правило, по мерным бакам; часовое коли-
чество отбираемого пара; часовой расход пара через вестовые трубы и на
утечки; часовой расход свежего пара; средняя электрическая мощность гене-
ратора; мощность на муфте турбины; число оборотов вала турбогенератора;
удельные расходы пара; давление масла в системе регулирования и на под-
шипниках; температура масла и температура охлаждающей маслоохладитель
воды; располагаемый и использованный перепады тепла; внутренний относи-
тельный и относительный эффективный к.п. д.; давление и температура свежего
пара; давление отбираемого пара; давление отработавшего пара; мощность,
приведенная к гарантийным параметрам.
Кроме перечисленных вопросов, при подведении итогов испытания со-
ставляется: ведомость отклонений показателей от нормальных; акт о работе
регулятора безопасности; статическая характеристика регулирования и
пределы ручного изменения числа оборотов.
§ 128. РЕВИЗИЯ И РЕМОНТ ПАРОВЫХ ТУРБИН
Капитальный ремонт включает в себя все работы, предусмотренные ин-
струкцией. Текущий ремонт производится только для устранения отдельных
неисправностей, обнаруживаемых во время работы турбины.
Ремонты и ревизии паровых турбин производятся периодически, в сроки,
зависящие от условий их работы. Как правило, ревизию производят ежегодно
в период наименьшей нагрузки станции.
Во время первого вскрытия турбины после монтажа необходимо произ-
водить ревизию особенно внимательно, чтобы проверить правильность ее_
работы и сборки.
Продолжительность и качество ремонта и ревизии в большей степени
зависят от надлежащего проведения подготовительных работ. С этой целью до
остановки турбины необходимо составить ведомость объема работ, график
300
ремонта и ведомость технических показателей, в котору ю входит: характе-
ристика регулирования, характеристика конденсатора, характеристика подо-
гревателей, характеристика работы масляной системы, замеры вибрации, сня-
тие кривой выбега, испытания агрегата на расход пара и проверка работы
регулятора безопасности.
Перед вскрытием турбины надо:
а) наметить потребность в необходимых материалах, инструментах,
специальных приспособлениях и запасных частях;
б) проверить наличие на складе необходимого количества смазочного
масла и произвести его анализ для определения пригодности;
в) проверить действие мостового подъемного крана и привести в порядок
другие подъемные приспособления;
г) подготовить козлы, верстаки, стеллажи и настилы для размещения
деталей, узлов;
д) подготовить освещение рабочих мест;
е) наметить и разделить по бригадам и звеньям персонал для произ-
водства работ;
ж) произвести очистку лопаток от накипи и заноса солями па ходу путем
промывки увлажненным паром при пониженной нагрузке и очистку конден-
сатора на ходу по половинам или при повышенных скоростях воды. Кроме
того, необходимо устранить загрязнение конденсатора химической обработ-
кой циркуляционной воды (хлорирование) и произвести ревизию той части
вспомогательного оборудования, которая не требует остановки турбины.
Перед ремонтом и ревизией необходимо отключить весь агрегат от пара
и воды заглушками. Все задвижки и клапаны оставить полностью закрытыми,
запломбировать или совсем снять с них на время ревизии маховики.
Во время текущего ремонта турбины производят следующие работы:
вскрытие цилиндров и осмотр роторов (производится только по мере необ-
ходимости), замеры зазоров, разборку и наладку регулирования, осмотр под-
шипников, осмотр и пробу регулятора безопасности, ревизию арматуры и
клапанов, осмотр, очистку и замену изношенных деталей,чистку конденсатора,
уплотнение вакуумной системы, сборку и пробный пуск турбины.
При капитальном ремонте (ревизии) турбины производят:
1. Полную разборку турбины и всего вспомогательного оборудования.
2. Замер зазоров между подвижными и неподвижными деталями тур-
бины.
3. Очистку всех деталей от накипи, ржавчины, грязи и других отложений
и определение состояния и степени их износа.
4. Ревизию всей арматуры и клапанов.
4. Замену изношенных деталей: рабочих и направляющих лопаток, диа-
фрагм, уплотнений и др., а также заливку вкладышей опорных и упорных
подшипников.
6. Ревизию и наладку регулирования.
7. Центровку паровой турбины.
8. Правку вала.
9. Балансировку ротора.
10. Чистку конденсатора и масляной системы, а также замену изношен-
ных трубок: конденсатора, маслоохладителя, подогревателей и т. п.
11. Уплотнение всей системы, находящейся под разрежением.
12. Сборку агрегата.
13. Испытание турбины и пуск в эксплуатацию.
14. Заполнение формуляров о состоянии деталей и всей турбины и зане-
сение их в книгу актов силовой станции. Одновременно с ревизией турбины
должны производиться работы по ревизии генератора, возбудителя коммуника-
ции и проверка всех приборов электрической части.
Вскрытие цилиндров для предотвращения коробления можно произво-
дить лишь после того, как температура их стенок опустится ниже 70—80° С.
301
Для большинства типов турбин ц. в. д. вскрывают через 16—36 часов после
остановки турбины.
С целью ускорения ремонта и ревизии рекомендуется до вскрытия ци-
линдра произвести снятие всех приборов, разборку и ревизию всех узлов и
деталей, которые не находятся под действием высокой температуры во время
эксплуатации, а также гидравлическую опресовку конденсатора.
Перед подъемом ротора необходимо произвести запись осевых и ра-
диальных зазоров между подвижными и неподвижными деталями тур-
бины.
На вынутом роторе необходимо очистить лопаточный аппарат от осадков
и накипи, после чего с помощью лупы надо осмотреть каждую лопатку.
В случае небольших изъянов или при обнаружении трещин необходимо заме-
нить лопатку или весь пакет. Если запасных лопаток нет, то лопатки должны
быть вырублены, но при обязательном условии удаления такого же коли-
чества лопаток и с противоположной стороны диска, чтобы избежать нару-
шения равновесия ротора. Если на одном диске повреждено значительное
количество лопаток и отсутствуют • запасные лопатки, то турбину пускают
с разлопаченным диском во временную эксплуатацию. В последнем случае
необходимо оставить на ободе обрезанные до хвоста лопатки или набрать про-
межуточные тела (вставки) во избежание коррозии венца диска, а турбину
ограничить мощностью на величину мощности данной ступени. При разло-
пачивании какого-либо диска диафрагма перед ним (по ходу пара) удаляться
не должна во избежание перегрузки предыдущей ступени, а также увеличения
напряжения в лопатках и диафрагме.
Рабочие диски необходимо осмотреть у втулки, у лопаток и у раз-
грузочных отверстий. Если будут обнаружены односторонние стирания
на втулке диска, то проверяется правильность его посадки. Нарушение плот-
ности и правильности посадки устраняется насадкой дисков на кольца, на
фольгу или на разрезанную втулку. В случае выявления каких-либо трещин
рабочие диски подлежат замене, так как их заварка, во избежание очень
тяжелых аварий, категорически запрещена. При ревизии необходимо тща-
тельно очистить от осадков и накипи направляющие лопатки и диафрагмы.
Направляющие лопатки надо осмотреть для выявления износа, трещин и
загиба, а в случае наборных лопаток — проверить крепление их заклепками.
При больших износах лопатки надо сменить. При трещинах не более 25%
живого сечения лопатки заваривают. Загибы кромок лопаток можно испра-
вить с помощью специально изготовленных по профилю канала оправок,
которые забивают в канал между лопатками; получившиеся бугры, рваные
места и пр. выравниваются напильниками.
Необходимо убедиться в отсутствии прогиба у каждой диафрагмы, а
также в отсутствии следов задевания или трения об нее диска или других
деталей ротора. Следы задевания вследствие прогиба диафрагмы и при не-
достаточном осевом зазоре обычно располагаются у разъема диафрагм, около
втулки рабочего диска. Если при проверке будет обнаружен прогиб диа-
фрагмы и недостаточные аксиальные зазоры, то диафрагмы протачивают или
опиливают не по всей окружности, а только по площади, несколько превыг
шающей след задевания.
В случае необходимости удаления диафрагмы вследствие ее изношенности
или ненадежности надо обязательно удалять и рабочие лопатки данной сту-
пени, в противном случае между лопатками будет иметь место расширение
пара и ступень, работая как реактивная, может вызвать недопустимое увели-
чение нагрузки на упорный подшипник.
Ремонт уплотнений в большинстве случаев сводится к замене частей
уплотнения и только для некоторых типов уплотнений производится исправ-
ление детален. В водяных уплотнениях необходимо удалить накипь с лопаст-
ных колес, а в случае значительного разъедания надо их сменить. Пригонка
уплотнений для уменьшения зазоров должна производиться весьма тща-
302
тельно, однако возможность задеваний при работе турбины должна быть
исключена.
Подшипники паровых турбин изнашиваются значительно меньше, нежели
подшипники паровых машин и лишь в редких случаях требуют перезаливки
или замены вкладышей. Причины, вызывающие необходимость перезаливки
вкладышей, могут быть следующие: подплавление или сработка баббита вкла-
дыша; отставание заливки от корпуса; наличие трещин, выкрашивающихся
кусков, раковин и др.; неудовлетворительный по качеству состав баббита
предыдущей заливки; увеличенные или неравномерные зазоры между шейкой
вала и заливкой.
Поэтому необходимо тщательно проверять не только состояние поверх-
ности следа работы шейки вала на заливке, но и зазор между ними. Следует
обратить внимание, чтобы колодки упорных подшипников при сборке были
поставлены на место в прежнем порядке.
Все детали системы регулирования, работающие в масле, а также детали
регулятора должны быть тщательно очищены от шлама, налетов и отложений.
Регулирующие и стопорные клапаны должны быть очищены, проверены
на износ и притерты к седлам. Регулятор безопасности надо внимательно
осмотреть и если будет обнаружена коррозия, то следует хромировать
поврежденные поверхности. При обнаружении недостаточной упругости пру-
жин необходимо заменить их. Автоматический стопорный клапан надо вни-
мательно осмотреть и проверить плотность его прилегания к гнезду, износ
поверхности собачки и состояние шпинделя.
Все изношенные детали системы регулирования подлежат замене.
При каждой ревизии рекомендуется производить тарировку регулятора
давления, определять жесткость мембраны и в случае необходимости заме-
нять ее.
Зубчатый масляный насос необходимо разобрать, внимательно осмотреть
зубцы шестеренок и проверить зазоры. В случае большого износа детали
подлежат ремонту или замене. Необходимо также проверить передачу от вала
к насосу и регулятору.
В регуляторе исследуются на износ ножи, рычаги и цапфы, а также опре-
деляется мертвый ход.
Центровка паровой турбины, являясь одной из наиболее
ответственных работ при ее ремонтах, имеет целью дать правильную установку
ротора в корпусе турбины. Под центровкой турбины надо понимать:
1. Установку с помощью уровня цилиндров и корпусов подшипников.
2. Приведение продольных осей расточки цилиндров и корпусов под-
шипников в одну вертикальную плоскость (центровка по струне).
3. Центровку ротора в цилиндре с проверкой положения ротора в выточ-
ках для концевых уплотнений производят при смене роторов, перезаливке
вкладышей, а также при износе их баббитовой заливки, перецентровке диа-
фрагм и смене их уплотнений, задеваниях в концевых уплотнениях и их смене;
при значительной расцентровке по полумуфтам.
4. Центровку роторов по полумуфтам для проверки совпадения и на-
правления осей роторов. Это мероприятие всегда производят при ревизии
турбины.
5. Проверку положения роторов по уровню. В этом случае уровень уста-
навливают поочередно на каждую шейку ротора и определяют уклон каждой
из них, что позволяет: судить о центровке роторов по полумуфтам, контроли-
ровать в последующей эксплуатации агрегата неравномерность осадки фун-
дамента (в продольном направлении), отметить наличие искривления вала.
Проверку вала на прогиб надо производить при каждой ревизии. Допус-
тимое искривление вала для роторов при п=3000 об/мин считается до 0,03 мму
а при п = 1500 об/мин до 0,05 мм. Если прогиб окажется больше, то про-
изводят правку вала. При небольшой величине искривления вала или бара-
бана в некоторых случаях вместо правки прибегают к балансировке ротора.
303.
Правка вала бывает механическая (чеканкой), термическая (местным на-
гревом изогнутого места вала) и термомеханическая — комбинированием пер-
вых двух способов. При значительном прогибе производят правку вала в
горячем состоянии,’ для чего вал, после предварительного отжига, нагревают
в месте его искривления по всей окружности до температуры 580—650° С
в зависимости от химического состава материала вала. При помощи домкрата
1яжести'
ротора
или хомута с тягами на-
гретый вал изгибают в сто-
рону, противоположную
искривлению.
Балансировку ротора,
как правило, при ревизиях
паровых турбин производят
при вибрациях турбины во
время эксплуатации при
перелопачивании или заме-
не рабочих дисков, а так-
же при искривлениях вала.
Балансировка бывает:
статическая (рис. 255), ког-
да центр тяжести ротора
не лежит на его оси вра-
щения, и динамическая
(рис. 256) — когда неурав-
новешенные массы ротора
при его вращении дают две
центробежные силы, про-
неуравновешенности ротора.
тивоположно направленные
и не лежащие в одной
плоскости, перпендикуляр-
ной к оси вала.
В первом случае урав-
новешивание достигается
подбором и креплением
грузов или снятием метал-
ла с дисков при поворотах
ротора на призмах до со-
стояния неподвижности.
Во втором случае урав-
Рис. 256. Схема динамической неуравновешенности новешивапие производят
' ротора. при больших оборотах на
станке, на рабочих оборотах
•непосредственно в турбине, с помощью балансировочных аппаратов и др.
При ремонте надо устранить неплотности всей системы, находящейся под
разрежением. Для выявления неплотностей перед заполнением системы во-
дой необходимо: закрыть вентили и задвижки, соединяющие систему с дрена-
жем; открыть все запорные приспособления на трубопроводах всей системы,
находящейся под разрежением; поставить дополнительные опоры под конден-
сатор; застопорить предохранительный атмосферный клапан на выхлопном
трубопроводе из конденсатора. Для определения уровня наполнения системы
вскрыть люк на выхлопной части ц. н. д. Уровень воды довести до нижней
части лопаток. В процессе заполнения следить за пропусками воды и там, где
возможно, устранять утечки на ходу, а если это невозможно, то место утечек
-отметить и устранить при спуске воды.
При ревизиях все масляные трубопроводы и резервуары надо опорож-
нить, очистить от шлама и грязи перегретым паром. После проведения всех
ремонтных работ необходимо убедиться в отсутствии посторонних тел в тур-
304
вине и лишь тогда приступить к сборке агрегата. После сборки проводят
испытание и пуск турбины в эксплуатацию.
В период ремонта и после его окончания составляются ведомость
выполненного объема работ; график фактически выполненного ремонта; ведо-
мость технических показателей, полученных после ремонта, формуляры и
эскизы, выполненные во время ремонта деталей; акты, фиксирующие ответ-
ственные операции ремонта, и акты приемки агрегата из ремонта.
§ 129. МОНТАЖ ПАРОВЫХ ТУРБИН
Процесс монтажа — сборки паровой турбины — можно разделить на три
периода:
а) подготовительные работы к монтажу;
б) сборка турбины и вспомогательного оборудования;
в) пуск в ход, наладка работы и сдача установки в эксплуатацию.
Подготовительные работы к монтажу
Срок и качество монтажа, а также количество затраченного труда в боль-
шой степени зависят от проведения подготовительных работ. При проведении
подготовительных работ к монтажу знакомятся с проектом установки, со-
ставляют графики работы, организуют монтажную площадку со всеми грузо-
подъемными механизмами и бригады и звенья для производства работ. Все
прибывшее на силовую станцию оборудование проходит технический осмотр,
проверку и чистку. При проведении монтажных работ необходимо строго
проводить в жизнь все правила техники безопасности и противопожарных
мероприятий.
Сборка турбины и вспомогательного оборудования
Процессу сборки паровой турбины должна предшествовать проверка
готовности строительных работ и, в первую очередь, фундамента. Кроме про-
верки качества фундамента, необходимо установить соответствие его мон-
тажным чертежам, правильность сооружения фундамента относительно зда-
ния либо осей соседних фундаментов турбин; соответствие габаритов фун-
дамента относительно собственных осей; устройство и расположение колодцев
для фундаментных болтов; соответствие чертежам высоты фундамента от уровня
пола конденсационного помещения.
Весь период сборки собственно турбины можно разделить на три главных
этапа:
1) проверка и установка фундаментных плит на фундамент;
2) сборка отдельных цилиндров турбины;
3) соединение цилиндров между собою и с ротором генератора в турбо-
генераторах.
Проверка и установка фундаментных плит пресле-
дует цель — соединение фундаментных плит с фундаментом и между собою.
Так как в большинстве случаев эти плиты бывают составные (из 2—4 и более
частей), то до установки на фундамент их надо предварительно собрать. Сборка
плит производится по контрольным меткам завода-изготовителя и в каждом
стыке ставятся контрольные шпильки или шпонки. Части плит предвари-
тельно очищаются, стыковые поверхности их слегка натираются сухим гра-
фитом, а затем соединяются и крепятся болтами. Составные фундаментные
плиты лишь после проверки и пригонки устанавливаются на фундамент.
Производится проверка размеров всех шпонок фундаментных плит и соот-
ветствующих им пазов в корпусах и в цилиндрах с тем, чтобы зазоры на обе
стороны каждой шпонки были не более 0,06—0,08 мм. Кроме этого, проверя-
ется плотность прилегания опорных поверхностей корпусов подшипников
20 Ш1
305
й лап цилиндров к соответствующим опорным поверхностям фундамента. При
обнаружении неплотности прилегания производят повторную шабровку опор-
ных поверхностей. После этого проверяют точность пригонки контрольных
шпилек корпусов подшипников. Затем приступают ко второй части работы —
установке плиты на фундамент.
Рис. 257. Клиновые подкладки-
Рис. 258. Установочный болт.
Применяют разные способы установки фундаментных плит на фунда-
менте. Требующаяся по ходу монтажа регулировка положения уровня по-
верхности плит достигается их перемещением с помощью обработанных кли-
новых подкладок (рис. 257) или установочных болтов (рис. 258).
До установки нижней части фундамента производят предварительную
проверку фундаментных плит на горизонтальность и соответствие поперечной
и продольной осям фундамента. После установки на плите подшипников и
нижней части корпуса производится окончательная проверка фундаментной
плиты.
После окончательной выверки и замены клиньев плоскими стальными
подкладками производится предварительная затяжка фундаментных болтов
и подливка цемента для заполнения пространства между плитами и фунда-
ментом. После затвердевания цемента фундаментные болты окончательно
затягиваются.
Сборка отдельных цилиндров турбины состоит из: уста-
новки на фундаментную плиту корпусов цилиндров и корпусов подшипников
с их взаимной прицентровкой; крепления цилиндров к фундаментной плите;
306
центровки опорных подшипников; сборки статора; опускания ротора на его
подшипники с соответствующими проверками; закрытия отдельного цилиндра.
Перед опусканием частей цилиндра на фундаментную плиту необходимо прежде
всего внимательно осмотреть и очистить сопрягаемые поверхности плит и
опирающиеся на них корпусы цилиндров и корпусы подшипников. Все обнару-
женные неровности, забои, заусеницы и т. п. следует устранить осторожной
опиловкой и шабровкой.
Рис. 260. Призма.
поДВ
Поверхности плит под опорными лапами цилиндра натирают графитом
или смазывают ртутной мазью, а под корпусом опорного подшипника — чис-
тым турбинным маслом. Затем проверяют посадку продольных и поперечных
шпонок в своих пазах. Проверяют предусмотренные чертежами зазоры шпонок
в пазах. Перекосы в шпоночных соединениях не допускаются, так как они
могут вызвать заклинивание отдельных частей при их расширении во время
работы турбины. После установки корпуса цилиндра и корпусов подшип-
ников на фундаментные плиты приступают к их выверке — центровке по
уровню для придания горизонтального положения плоскостям их разъема.
Рис. 261. Монтажная линейка.
По уровню выверяют горизонтальность по направлению продольной оси турбины
и в перпендикулярном к ней направлении (рис. 259). Для исключения ошибок
от неровностей при выверке по уровню на плоскостях разъема цилиндра уста-
навливают одинаковые по размерам (калиброванные) призмы (рис. 260). На эти
призмы ставят монтажную линейку (рис. 261), а на верхнюю площадку ли-
нейки — уровень. Допустимое отклонение осей цилиндра и корпусов под-
шипников от горизонтального разъема в продольном и поперечном направ-
лениях — 0,1—0,2 мм на 1 м длины. i . i
Приведение продольных осей цилиндров и корпусов подшипников в одну
вертикальную плоскость и совпадение этих осей с продольной осью фунда-
мента проще всего осуществить при помощи струны — центровка по струне 1 2.
С этой целью по продольной оси турбины натягивают стальную проволоку
диаметром 0,3—0,5 мм, которая укрепляется в конце расточки заднего уплот-
нения ц. н. д. и к подвижному приспособлению, установленному в передней
части фундамента. Приспособления должны допускать возможность переме-
щения обоих концов струны-проволоки в любую сторону. Один из цилиндров
турбины, обычно ц. н. д., принимают за базу и устанавливают струну сим-
метрично расточкам под уплотнения этого цилиндра. Струну устанавливают
с помощью штихмасса. Допускают отклонение не более 0,03 мм. Затем п®
1 Центровка цилиндров одноцилиндровых турбин в большинстве случаев -ие^произ-
водите я.
?0*
30?
этой струне окончательно центрируются установки корпуса среднего под-
шипника ц. в. д. и корпуса переднего подшипника. На рис. 262 схематически
изображен наиболее совершенный метод замера штихмассом положения струны
в расточке. При этом методе штихмасс и струна включаются в цепь микрофона
и лампы. Момент касания определяется световым и звуковым сигналами,
Рис. 262. Замер положения стружки в расточке.
происшедшими при соединении
штихмасса и струны с расточкой
корпуса.
Допускаемые отклонения со
стороны струны составляют: для
расточек уплотнений 0,05—О.Юлмг,
для расточек подшипников — до
0,15 мм. Фундаментные болты окон-
чательно крепятся только после
окончания центровки по струне.
В монтажный формуляр заносятся
все данные центровки.
Правильная работа турбины
возможна только при условии
совпадения оси ротора турбины с
осью расточки корпуса, т. е. чтобы
радиальные зазоры по всем расточ-
кам корпуса были одинаковыми.
Поэтому пригонку опорных под-
шипников производят непосредст-
которые указы-
в чертежах для
венно по ротору, проверяя одновременно положение ротора относительно
расточек под уплотнения (центровки по валам).
У многоцилиндровых турбин необходимо добиться не только совпадения
оси ротора с осью расточек корпуса, но и расположения осей соединяемых
между собой роторов в одной вертикальной плоскости на одной линии. Так
как роторы имеют некоторый прогиб от действия собственного веса, то это
значит, что горизонтальное расположение каждого ротора приведет не к сплош-
ной, а к ломаной кривой
осевой линии турбины.
Применяют несколько ва-
риантов расположения осей
турбин,
ваются
монтажа агрегата.
Для двухцилиндровых
турбогенераторов возмож-
ны следующие положения
роторов:
1. Оси ц. в. д. 1 и ге-
нератора 3 составляют про-
должение оси ц. н. д. 2,
располагаемого горизон-
тально (рис. 263, а).
2. Ось ц. н. д. располагается наклонно. Шейка ротора ц. н. д. со стороны
генератора устанавливается горизонтально, а его ось располагается наклонно
так, чтобы ось ц. в. д. составляла продолжение оси ц. н. д. (рис. 263, 6).
3. Ось генератора располагается горизонтально, а правая шейка ротора
ц. н. д. и левая шейка вала генератора располагаются с наклоном в одну сто-
рону. Ось ц. в. д. служит продолжением оси ц. н. д. (рис. 263, е).
Наиболее часто применяют первое расположение оси турбины, при котором
ось ц. н. д. располагается горизонтально. В этом случае корпус ц. н. д., уста-
новленный по уровню в продольном и поперечном направлениях, принимается
да
за базу для установки корпуса ц. в. д. Прицентровка корпуса ц. в. д. к корпусу
ц. н. д. осуществляется исключительно за счет перемещения частей ц. в. д.
Проверку взаимного расположения роторов производят установкой роторов по
уровню с соответствующим их уклоном. Эта проверка производится одно-
временно с центровкой роторов по расточкам уплотнений и по полумуфтам.
Центровка роторов по полумуфтам служит для проверки сопряжения осей
роторов, так чтобы оси роторов составляли одну плавную кривую. Эта опера-
ция сводится к тому, чтобы изменением положения роторов достигнуть неиз-
менности зазоров а и & (рис. 264) при повороте роторов на один и тот же угол
в пределах полной окружности.
После окончательной выверки и установки частей турбины, связанных
с фундаментом, производят их крепление к фундаменту. Крепление к фунда-
менту должно обеспечить не только надежную связь турбины с фундаментом,
Рис. 264. Центровка по полумуфтам.
но и свободу теплового расширения турбины. Отдельные цилиндры связыва-
ются в горизонтальном направлении с фундаментной плитой с помощью про-
дольных и поперечных шпонок, жестко укрепленных в пазах фундаментных
плит (см. рис. 144), а в вертикальном направлении — при помощи болтов,
крепящих цилиндры и неподвижные корпусы подшипников к плите. Подвиж-
ные корпусы подшипников крепятся с помощью так называемых дистанцион-
ных болтов, обеспечивающих свободное перемещение корпусов при тепловом
расширении турбины.
Сборка статора состоит из сборки проточной части, сборки уплот-
нений и в снятии формуляра осевых зазоров проточной части с проверкой
радиальных зазоров в проточной части статора и уплотнениях. Наличие неплот-
ностей в местах соединения соплового аппарата и диафрагм с корпусом ци-
линдра вызывает потерю части энергии пара, поэтому необходимо стремиться
к устранению этих неплотностей, создавая полную паронепроницаемость вза-
имной пригонкой сопрягаемых поверхностей. Правильное радиальное поло-
жение соплового аппарата, диафрагм и направляющих лопаток по отно-
шению к статору — это концентричность, обеспечивающая нормальное
протекание теплового процесса турбины. Так как сопловые аппараты и
диафрагмы при пуске турбины нагреваются быстрее корпуса цилиндра, то
необходимо при сборке обеспечить свободу их теплового расширения за счет
осевых зазоров при сохранении концентричности с осью цилиндра.
После окончательной сборки и выверки соплового и направляющего
аппаратов и диафрагм переходят к опусканию ротора в статор.
Опускание ротора в статор является весьма ответственной
операцией и недостаточное внимание к ней может привести к повреждениям
деталей и узлов как ротора, так и статора. Поэтому опускание ротора произ-
водится обязательно под руководством лица, ответственного за монтаж, с со-
блюдением следующих условий:
1. Предварительно осмотренный и очищенный ротор надо поднимать с
помощью специального приспособления и выверять его положение по уровню.
2. Перед опусканием ротора должна быть осмотрена и очищена от грязи
и посторонних предметов нижняя половина статора. Нижние вкладыши под-
шипников вытираются насухо и смазываются чистым турбинным маслом.
3. При опускании предварительно надо выверить ротор в воздухе так,
чтобы шейки ротора стояли над вкладышами, а рабочие лопатки ротора —
против соответствующих мест в статоре.
4. Ротор медленными прерывистыми движениями опускается в цилиндр.
21 1J1 3Q9
В случае задевания или перекоса опускание его должно быть немедленно
прекращено для выяснения и устранения причин.
5. При опускании надо следить одновременно с обеих сторон статора
за осевыми зазорами, стараясь выдержать их одинаковыми по обе стороны
рабочей лопатки, а также за радиальными зазорами у плоскости разъема
цилиндра.
Опустив ротор на свое место и ослабив тросы подъемного приспособ-
ления, проверяют ротор вращением на задевание. Выверив ротор, заполняют
формуляр осевых и радиальных зазоров, проверяют осевой разбег ротора
и приступают к закрытию цилиндра.
Закрытие цилиндра — операция, завершающая его сборку. Не-
качественное выполнение этой операции может привести к необходимости
исправления дефектов во время испытания, а иногда и к авариям турбины.
Работы по закрытию цилиндра обычно производятся в такой последо-
вательности:
1. Ротор и статор продувают сжатым воздухом и убеждаются в отсутствии
в цилиндре посторонних тел. Принимают меры против возможного попадания
внутрь цилиндра грязи и посторонних тел. Внимательно осматривают заливку
подшипников и рабочие поверхности их смазывают турбинным маслом.
2. Предварительно части статора соединяют с помощью лишь нескольких
болтов, равномерно расположенных по обе стороны цилиндра.
3. Проверяют зазоры в проточной части и уплотнениях. Эти зазоры уже
были замерены и записаны в формуляр при сборке цилиндра. Повторная
проверка отдельных зазоров производится для контроля. Результаты конт-
рольной проверки заносят в формуляр.
4. Вторично проверяют осевой разбег ротора в проточной части и, при
значительных отклонениях от первичного, вскрывают статор для выяснения
и устранения причины изменения осевого разбега.
5. Окончательно соединяют верхнюю часть статора с нижней, уплотнения
разъемов статора достигают тщательной пригонкой поверхностей разъема,
применением уплотнительной мастики и надлежащей затяжкой соединитель-
ных болтов.
6. Собирают упорный подшипник и проверяют масляные зазоры всех
подшипников.
7. Производят замеры радиального положения шеек ротора и осевого
положения ротора. Результаты замеров вносят в формуляр.
Роторы, как было уже описано, соединяют при помощи муфт. Техника
выполнения этой операции зависит лишь от характера соединения и кон-
струкции муфт.
При жестком соединении обе полумуфты могут быть соединены вместе
только при условии, что центрирующая шайба войдет одновременно в цент-
рирующие выточки на торце обеих полумуфт.
При подвижном соединении, когда муфта допускает небольшое взаимное
радиальное смещение и излом геометрических осей соединяемых роторов,
крепление производится при таком взаимном положении осей, в которое они
приведены центровкой.
Соединение цилиндров производится с помощью пароперепускных труб,
укреплением их фланцев болтами. В этом случае, во избежание перекосов,
приходится уделять внимание параллельности труб и патрубков.
На этом монтаж собственно турбины заканчивается.
Одновременно с монтажом турбины производится монтаж генератора и
вспомогательного оборудования.
После монтажа всей установки, пуска ее в ход, наладки работы и испыта-
ния, установку сдают в эксплуатацию.
ЛИТЕРАТУРА
Гумилевский Л., Русские инженеры, издательство «Молодая Гвардия», 1947.
Данилевський В. В., проф., Рос1йська техшка, Держтехвндав Украши, 1949.
Жирицкий-Г. С., проф., Паровые машины, Госэнергонздат, 1951.
Кантор С. А. и Кириллов И. И. Теория и конструкция паровых турбин,
Госэнергонздат, 1949.
Комаров А. М. и Луки иц кий В. В., Справочник для теплотехников электро-
станций, Госэнергонздат, 1949.
Куликовский П. П., Теория речных паровых машин, Речиздат, 1939.
Куликовский П. П., Испытания судовых паросиловых установок, издательство
Наркомречфлота, 1943.
Корницкнй С. Я., проф. и Рубинштейн Я. М., Общая теплотехника, Гос-
энергонздат, 1948.
Кутеладзе С. С. и Цукерман Р. В., Развитие теории теплоты в трудах рус-
ских ученых, Госэнергонздат, 1949.
Лаговскнй А. А. и Пакшвер К. Р., Тепловые электрические станции, Гос-
энергонздат, 1948.
Смирнов Л. П., проф., Теория рабочего процесса в паровой машине, Машгиз, 1951.
Лосев С. М., Паровые турбины, Госэнергонздат, 1947.
Та реев В. М., проф., Теплотехника, Трансжелдориздат, 1951.
Швецов П. Д., Ремонт, ревизия и эксплоатацня паровых двигателей, Машгиз, 1959.
Шляхи и Н. П., Паровые турбины, Госэнергонздат, 1950.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие . ...................... 3
Введение ........................... 5
ЧАСТЬ ПЕРВАЯ
ПАРОВЫЕ МАШИНЫ
Глава I. Общие сведения
§ 1. Схема устройства и принцип ра-
боты паровой машины............... 12
§ 2. Классификация паровых машин 14
Глава II. Работа пара в паровой машине
§ 3. Образцовые циклы работы паро-
вых машин.......................... 15
§ 4. Действительный процесс работы
паровой машины............... 17
§ 5. Теоретическая индикаторная
диаграмма.................... 17
§ 6. Действительная индикаторная
диаграмма.................... 20
§ 7. Индикатор..................... 21
§ 8. Мощность машины............... 22
§ 9. Определение основных размеров
машины....................... 26
Глава III. Теплоиепользование в паровой
машине
§ 10. Использование тепла и к. п. д.
паровой машины..................... 27
§11. Расход пара паровой машиной 32
§ 12. Влияние степени наполнения и
вредного пространства на расход
пара............................... 36
§13. Потери тепла от начальной кон-
денсации и утечек пара .... 37
§ 14. Работа паровой машины при пе-
ременных режимах................... 39
Глава IV. Машины многократного
расширения
§ 15. Общие сведения............... 40
§ 16. Диаграммы машин многократ-
ного расширения.................... 42
§ 17. Построение индикаторных диа-
грамм машин многократного
расширения......................... 44
§ 18. Мощность и расход пара ма-
шин многократного расширения 46
Глава V. Парораспределение
§ 19. Назначение н типы парораспре-
делительных устройств.............. 49
§ 20. Парораспределение коробчатым
золотником.......................... 49
§ 21. Цилиндрические золотники . . 52
§ 22. Золотники с двойным впуском
и двойные золотники................. 53
§ 23. Золотниковые диаграммы .... 55
§ 24. Связь золотниковой диаграммы
с индикаторной............... 57
§ 25. Влияние конечной длины ша-
туна .............................. 58
§ 26. Определение размеров золотни-
ка ................................ 59
§ 27. Клапанное парораспределение.
Клапаны...................... 63
§ 28. Клапанное парораспределение с
принудительными механизмами 65
§ 29. Клапанное парораспределение
с расцепным механизмом. ... 67
§ 30. Другие виды парораспределения 68
§ 31. Реверсивные устройства .... 68
§ 32. Сравнительная оценка парорас-
пределительных механизмов . . 71
Глава VI. Динамика паровой машины
§ 33. Силы, действующие в кривошип-
но-шатунном механизме .... 72
§ 34. Силы инерции в паровой маши-
не ............................... 73
§ 35. Расчет маховика ........... 77
§ 36. Уравновешивание машин. Рас-
чет фундамента.................... 80
Глава Vn. Детали паровых- машин
§ 37. Паровой цилиндр............ 83
§ 38. Поршень и шток поршня ... 85
§ 39. Крейцкопф и шатун ......... 87
§ 40. Кривошипный вал ........... 88
§ 44. Машинная рама. Маховик ... 89
312
Глава VIII. Смазка паровых машин
§ 42. Назначение смазки. Смазочные
материалы.......................... 91
§ 43. Смазочные приборы и устрой-
ства .............................. 92
Глава IX. Конструкции паровых машин
§ 44. Теплофикационные паровые ма-
шины ............................ 94
§ 45. Конструкция и работа теплофи-
кационных машин.................. 95
§ 46. Локомобильные машины .... 98
§ 47. Обзор выполненных конструк-
ций паровых машин............... 104
ЧАСТЬ ВТОРАЯ
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
Глава X. Общие сведения о паровых
турбинах
§ 48. Принцип действия и схема устрой-
ства паровой турбины............ П5
§ 49. Классификация паровых тур-
бин ............................ 116
Глава XI. Процесс расширения пара
в соплах
§ 50. Преобразование энергии в соп-
. лах......................... 118
§ 51. Выбор профиля сопла и опре-
деление его размеров............... 119
§ 52. Потери в сопле. 122
§ 53. Сопла с косым срезом ........ 124
§ 54. Расчет сопел ................ 127
Глава ХП. Преобразование энергии на
активных рабочих лопатках
§ 55. Работа пара на активных рабочих
лопатках .......................... 129
§ 56. Одноступенчатая паровая тур-
бина .............................. 132
§ 57. Ступени скорости............. 135
§ 58. Активные ступени давления . . 139
§ 59. Качественный коэфициент тур-
бины .............................. 142
Глава XIII. Преобразование энергии на
реактивных рабочих лопатках
§ 60. Реактивные ступени давления 144
§ 61. Особенности реактивных турбин 147
§ 62. Чисто реактивные турбины . . . 149
§ 63. Комбинированные паровые тур-
бины .............................. 150
§ 64. Турбины предельной мощности 152
Глава XIV. Теплоисиользоваиие в паровых
турбинах
§ 65. Потери в паровых турбинах ... 154
§ 66. Потери в трубопроводах, регу-
лирующих устройствах, в соп-
лах и на направляющих лопат-
ках ............................... 154
§ 67. Потери на рабочих лопатках . . 155
§ 68. Потери на трение дисков о пар,
вентиляционные и от утечек пара 157
§ 69. Потери от влажности пара, с
выходной скоростью и в выхлоп-
ном патрубке.................... 159
§ 70. Потерн в окружающую среду.
Механические потери....... 160
Глава XV. Расход пара и в. п. д. паровых
турбин
§71. Коэфициенты полезного дей-
ствия паровых турбин ............ 161
§ 72. Расход пара................... 167
§ 73. Повышение экономичности паро-
вых турбин....................... 168
§ 74. Работа турбины при переменных
режимах.......................... 170
Глава XVI. Детали паровых турбин
§ 75. Основные детали паровых тур-
бин ............................. 174
§76. Фундамент и фундаментная пли-
та .............................. 175
§ 77. Корпус турбины ............... 175
§ 78. Диафрагмы .................... 176
§ 79. Уплотнения ................... 177
§ 80. Подшипники............... 180
§ 81. Тепловая изоляция........ 181
§ 82. Ротор турбины. Дисковый ротор 181
§ 83. Рабочие диски............ 186
§ 84. Барабанные роторы........ 187
§ 85. Лопаточный аппарат ........... 188
§ 86. Вибрации ..................... 191
§ 87. Муфты и редукторы ............ ]92
§ 88. Валоповоротные устройства . . 194
§ 89. Масляная система паровых тур-
бин ............................. 195
Глава XVII. Типы и конструкции паровых
турбин
§ 90. Типы паровых турбин .......... 197
§ 91. Специальные турбины .......... 198
§ 92. Турбины с концевым отбором
пара............................. 198
§ 93. Турбины с промежуточным отбо-
ром пара ........................ 200
§ 94. Диаграмма режимов турбины с
промежуточным отбором .... 203
§ 95. Турбины с отбором пара для
регенерации...................... 206
§ 96. Турбины мятого пара,двух дав-
лений и аккумуляторные .... 210
§ 97. Обзор существующих конструк-
ций паровых турбин............... 211
ЧАСТЬ ТРЕТЬЯ
РЕГУЛИРОВАНИЕ ПАРОВЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ
Глава XVIII. Общие сведения
§ 98. Назначение и типы регуляторов 228
§ 99. Схемы регулирования .......... 229
§ 100. Условия устойчивости системы
регулирования. Нечувствитель-
ность регуляторов................ 233
Глава XIX. Регуляторы паровых
. двигателей
§ 101. Регуляторы скорости.......... 236
§ 102. Регуляторы давления.......... 238
§ 103. Синхронизация................ 240
§ 104. Автомат для предохранения
турбин от разгона (регулятор
безопасности)................. 242
313
ЧАСТЬ ЧЕТВЕРТАЯ
КОНДЕНСАЦИЯ ОТРАБОТАВШЕГО ПАРА
ПАРОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Глава XX. Конденсаторы паровых
двигателей
§ 105. Общие сведения о конденсации
отработавшего пара.............. 243
§ 106. Основные типы конденсаторов.
Смешивающие конденсаторы 244
§ 107. Поверхностные конденсаторы 245
* § 108. Расчет конденсаторов........ 247
§ 109. Конструкции поверхностных
конденсаторов................... 252
§ НО . Конденсаторы других типов . . 255
Глава XXI. Вспомогательное оборудо-
вание конденсационной установки
§ 111. Насосная группа конденсаторов 255
§ 112. Водоснабжение конденсацион-
ных устройств .................. 260
ЧАСТЬ ПЯТАЯ
ОБСЛУЖИВАНИЕ И РЕМОНТ ПАРОВЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ
Глава ХХП. Эксплуатация паровых машин
§ 113. Общие сведения........... 263
§ 114. Обслуживание паровой маши-
ны .................. .... 264
§ 115. Правила техники безопасности 265
§ 116. Неполадки в работе машниы и
их устранение...................... 266
§ 117. Испытания паровых машин . . 268
§ 118. Анализ правильности парорас-
пределения ........................ 272
§ 119. Обработка материалов испыта-
ния ............................... 277
§ 120. Ревизия и ремонт паровых ма-
шин ............................... 280
§ 121. Установка парораспределения . . 281
§ 122. Монтаж паровых машин .... 284
Глава XXIII. Эксплуатация паротурбинных
установок
§ 123. Общие сведения............. 286
§ 124. Обслуживание паротурбинной
установки......................... 287
§ 1-25. Обслуживание турбины во
время работы...................... 292
§ 126. Остановка турбины.......... 295
§ 127. Испытание паротурбинных уста-
новок............................. 297
§ 128. Ревизия и ремонт паровых тур-
бин .............................. 300
§ 129. Монтаж паровых турбин 305
Литература ....................... 311
Приложение (вклейка): is диаграмма во-
дяного пара.
Редактор П. П. Куликовский
Технический редактор Г. И. Головченко
Корректоры Г. П. Афонина и И. А. Поликарпова
БФ 04628. Зак. 354. Изд. Ла 4. Объем: 27,06+1 вкл. п. л.; 29,16 уч.-изд. л.; 97/s бум. л. Формат
бумаги 70xl08VM. Подписано к печати 4/Х —1952 г. Тираж 7000. Цена книги 10 руб. 20 коп.
Переплёт 1 рубль 50 коп.
Напечатано с матриц Кн. журн. ф-ки в типографии б. школы ФЗУ Укрполиграфиздата
при Совете Министров УССР. Киев, Золотоворотская, 11.