Автор: Хазен М.М.
Теги: тяга поездов на железных дорогах подвижной состав железнодорожный транспорт локомотивы
Год: 1977
Текст
М. М. ХАЗЕН
ЭНЕРГЕТИКА
ЛОКОМОТИВОВ
Издание второе,
переработанное и дополненное
МОСКВА «ТРАНСПОРТ» 1977
УДК 629.42.016.2
Энергетика локомотивов. Хазен М. М. Изд. 2-е, пере-
раб. и допол. М., «Транспорт», 1977, 206 с.
В книге даны практические рекомендации по совер-
шенствованию процессов преобразования энергии в сило-
вой установке локомотивов. Много внимания уделено ра-
боте локомотивных двигателей на нерасчетных режимах,
особенно в связи с изменением частоты вращения их валов.
Расчет характеристики компрессора при измененной часто-
те вращения выделен самостоятельно.
Книга рассчитана на инженерно-технических работни-
ков, а также может быть использована студентами инсти-
тутов железнодорожного транспорта. Рекомендуется также
в качестве пособия для слушателей народных университе-
тов.
Ил. 84, табл. 48, список лит. 39 назв.
31802-319 __
049 (01)-77 319'77
© Издательство «Транспорт» 1977
X
ОТ АВТОРА
Техническая реконструкция железнодорожного транспорта на ос-
нове электрификации и внедрения тепловозов, проводимые опытно-
конструкторские работы по применению для тяги поездов газотурбин-
ных двигателей значительно расширили круг подлежащих изучению
вопросов по оптимизации развития энергетики локомотивов.
Резко переменные нагрузки и частота вращения валов локомотив-
ных двигателей, большая относительная продолжительность их работы
на холостом ходу, незначительный коэффициент использования уста-
новленной мощности локомотива и ограниченные возможности при вы-
боре энергетического оборудования обусловливают свои особенности
в постановке исследований и методах решения. Возникают сложные
научно-методические вопросы по оценке энергетического уровня раз-
ных видов тяги, исследованию переменного режима работы двигателей,
а также по формированию генерирующих мощностей для локомотивов.
Чтобы правильно оценить значение отдельных потерь и объяснить
физическую сущность процессов преобразования энергии, при изучении
и анализе работы силовой установки локомотива применен наряду
с тепловым балансом также баланс работоспособности или эксергии.
При определении коэффициентов холостого хода и расходных ха-
рактеристик двигателей поставлена цель применить аналогичный
метод решения для тепловозного дизеля и локомотивного газотурбин-
ного двигателя. На примере двухвального газотурбинного двигателя
рассмотрено применение ^-диаграммы при расчете и анализе эксер-
гетического баланса локомотивной газотурбинной установки.
При переиздании книги проявлено стремление отразить по возмож-
ности новые сдвиги и основные направления в энергетике страны, имею-
щие значение для развития электрической тяги, новые достижения
в развитии тепловых двигателей автономных локомотивов. Заново раз-
работан вопрос об утилизации тепла отработавших газов локомотивных
двигателей для отопления вагонов. Обращено внимание на возможный
транспортный энерготехнологический аграрно-почвенный процесс на
базе разомкнутого бинарного цикла для двигателя внутреннего сго-
рания тепловоза и газотурбинного двигателя газотурбовоза.
Более подробно рассмотрены вопросы о вращающих моментах локо-
мотивных двигателей при малой частоте вращения, а также о средне-
эквивалентном сопротивлении движению поезда.
Автор выражает благодарность за ценные замечания, сделанные
при рецензировании рукописи, Леониду Гавриловичу Мурзину.
Проф. д-р техн, наук М. ХАЗЕН
з
Глава I
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ТЕПЛОЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ
УСТАНОВКАХ ЛОКОМОТИВОВ
§1. ОСНОВНОЙ ФИЗИЧЕСКИЙ ПРОЦЕСС
ТЕПЛОЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ УСТАНОВКИ
ЛОКОМОТИВА
Физические явления в условиях практической деятельности проте-
кают неравноценно в прямом и обратном направлениях. Если в пря-
мом направлении процессы осуществляются самопроизвольно, легко,
то для протекания их в обратном направлении требуются специальные
инженерные устройства.
Так, тепло всегда переходит от более горячего тела с температурой
7\ к более холодному с температурой Т2 самопроизвольно (Т1-> Т2).
Для перехода тепла в обратном направлении (Т2 -> 7\), например, при
искусственном охлаждении тел требуется сложная холодильная уста-
новка с затратой работы на ее непрерывное действие. Вода перетекает
из водоема, расположенного на высоте Н1У в водоем, расположенный
на меньшей высоте Н2 (Н± -> Н2). Для обратного перетекания воды
(Н2-+- нужен насос, требующий затраты энергии на его рабо-
ту. Аналогичная картина имеет место при повышении давления газа
от до р2 р2)', здесь нужен компрессор, на работу которого
затрачивается энергия, в то время как давление газа (р2 -> рх) снижа-
ется самопроизвольно без помощи машины.
Подобных примеров можно привести очень много. Указанная осо-
бенность протекания процесса в обратном направлении характери-
зует его необратимость. Эти процессы получили название необрати-
мых. С необратимостью мы встречаемся и в процессе преобразования
работы в тепло и обратно. Работа в тепло переходит самопроизвольно.
Люди за три тысячи лет до нашей эры уже знали, что огонь можно
получить трением. При ударе металла о металл, вращении вала в под-
шипниках и т. д. работа L легко переходит в тепло Q (L -> Q). Другое
дело преобразование тепла в работу (Q-> А).Этот процесс несамопро-
извольный. Здесь требуется сложная теплоэнергетическая установка,
например современная тепловая электростанция, в которой тепло пер-
вичных энергетических ресурсов (топлива, ядерного горючего, солнца,
земных недр и др.) превращается в электрическую энергию, которая
далее у потребителя в электродвигателях преобразуется в работу, или
теплоэнергетическая транспортная установка, где тепло топлива пре-
образуется в работу, которая используется для перемещения поезда,
самолета, судна, автомобиля.
Условия протекания тепловых процессов в разных направлениях
установлены в самом общем виде вторым законом термодинамики. При-
менительно к тепловым процессам последний определяет условия, при
4
которых возможно превращение тепла в механическую работу, указы-
вает пути совершенствования этого процесса в теплоэнергетической
установке (ТЭУ) и устанавливает предел достижимого термического
коэффициента полезного действия. Все процессы теплоэнергетической
установки являются необратимыми. В тепловых двигателях, например,
это обусловлено теплообменом между рабочим телом (газом, паром) и
внешней средой при конечной разности температур и необратимостью
в самом рабочем теле вследствие конечной разности температур и дав-
лений в каждой точке совершаемого им процесса. Необратимое изме-
нение состояния всегда приводит к потере части возможной работы. По-
теря работы происходит также вследствие необратимости, вызванной
конечной разностью давления. Пусть, например, давление газа на
поршень на конечную величину больше давления внешней среды. При
этом поршень, двигаясь, вызывает завихрения в газе, происходит тре-
ние поршня о стенки цилиндра. В результате внутреннего и внешнего
трения выделяется тепло, а превращение работы трения в теплоту
является необратимым процессом.
С. Карно в 1824 г. предложил обратимый (идеальный) цикл, кото-
рый обладает максимальным термическим к. п. д. Последний является
пределом термического к. п. д. теплоэнергетической установки и выра-
жается, как известно, через верхнюю температуру Т\ и нижнюю Т2
цикла
Лк = 1—(1)
' 1
Отсюда вытекают пути повышения термического к. п. д. ТЭУ —
увеличение верхней температуры Тг цикла, при которой тепло подво-
дится к рабочему телу, и уменьшение нижней температуры 7\, при ко-
торой тепло покидает ТЭУ. Однако повышение температуры ограничено
прочностью применяемых металлов. Из соображений срока службы,
стоимости, технологичности обработки и условий охлаждения деталей,
подвергающихся воздействию высоких температур, Тг не превышает
565° С для паровых турбин и 1250° С для газовых турбин. В двигателях
внутреннего сгорания, МГД-генераторах, где имеются более широкие
возможности охлаждения, верхняя температура цикла 7\ достигает
2300—2600° С.
Снижение температуры Т2 играет большую роль для повышения
к. п. д. установки, чем увеличение 7\.
Действительно, согласно уравнению (1) имеем:
____ 1 . дт]к Т 2
дТ2 ” Л ’ дТ\ ~ Tf ’
Следовательно,
дЛк/дТз __ 7\
~ Т2 ' { }
где > Т2.
Знак «минус» в выражении (2) отражает противоположное влияние
изменения 7\ и Т2 на к. п. д. цикла.
5
Рис. 1. Изменение удельного расхода тепла (2) и к. п. д. (/) на конденсацион-
ных электростанциях с начала XX столетия
Это особенно характерно для газотурбовоза, где снижение темпера-
туры воздуха, поступающего в компрессор газотурбинной установки
(ГТУ), на один градус при температуре газов перед турбиной 1000° К
и температуре воздуха перед компрессором 288° К повышает к. п. д.
установки в такой же мере, как увеличение температуры газов перед
турбиной на 3,5°.
Указанные термодинамические условия преобразования тепла
в работу ограничивают возможность достижения высоких к. п. д. теп-
лоэнергетической установки. Очевидно, все действительные циклы,
совершающиеся в пределах тех же температур 7\ и Т2, вследствие не-
обратимости реальных процессов имеют более низкие к. п. д. по срав-
нению с термическим к. п. д. цикла Карно.
На паротурбинной конденсационной электростанции при совре-
менном высоком уровне энергетической техники (высокие давления
и температуры пара, развитый регенеративный подогрев питательной
воды, промежуточный перегрев пара, высокий относительный к. п. д.
турбины и т. д.) достигнут удельный расход тепла, равный 2000
[8380 кДж/(кВт-ч)], что соответствует к. п. д. 43%. К. п. д. тепловоза,
например, ТЭП70 последнего выпуска достиг при расчетном режиме
31%, а газотурбовоза (ПО1, ГТЗ,5) тепловозостроительного завода
им. Куйбышева г. Коломна с простейшей одновальной газотурбинной
установкой при температуре газа ~730° С— 18%. Снижение удель-
ного расхода тепла в последние годы несколько замедлилось (рис. 1).
Однако возможности совершенствования теплового цикла ТЭУ не
исчерпаны. Даже небольшое повышение к. п. д. ТЭУ при современных
огромных общих расходах топлива на получение электрической энер-
гии, на выполнение перевозочной работы на транспорте дает значитель-
ную экономию.
Железнодорожный транспорт является крупным потребителем энер-
гетических ресурсов, преобразуемых в механическую перевозочную
работу. Он расходует примерно до 16% дизельного топлива, произво-
димого в нашей стране, и 5,5% производимой электроэнергии.
6
§ 2. СТУПЕНИ ПРЕОБРАЗОВАНИЯ
ТЕПЛОТЫ В РАБОТУ
Процесс преобразования теплоты в работу в теплоэнергетической
установке включает несколько ступеней. Сначала теплота первичных
энергетических ресурсов передается рабочему телу (газу или пару),
энергия которого затем превращается в механическую работу в тепло-
вом двигателе. Механическая работа передается при соответственном
назначении установки непосредственно исполнительному механизму,
соединенному с ним, например рабочей машине (компрессору, насо-
су и др.), колесам локомотива, винту судна и т. д.
Схема ТЭУ локомотива трехзвенная, если тепловой двигатель свя-
зан непосредственно с движущими колесами: I—топливо; II —
рабочее тело; III —тепловой двигатель (механическая работа). Это
имеет место, например, у паровозов, где двигатель (паровая машина)
с помощью механических связей приводит во вращение колеса локо-
мотива. Схема некоторых газотурбовозов, оборудованных двух-
вальной газотурбинной установкой (см. главу IV), также является
трехзвенной: вращение от турбины к колесам передается через кар-
данные валы и редукторы (рис. 2).
В тех случаях когда механический привод от двигателя к колесам
выполнить трудно, например при использовании на локомотиве ди-
зеля или одновальной газотурбинной установки, а также много-
вальной относительно большой мощности, приходится вводить чет-
вертое звено в виде специальной передачи (электрической, гидроме-
ханической и др.). В последнем механическая энергия преобразуется
в электрическую, а затем электрическая снова преобразуется в ме-
ханическую в тяговых электродвигателях, соединенных с движущи-
ми осями локомотива, или же механическая энергия теплового дви-
гателя передается осям локомотива через гидропередачу (рис. 3).
Ведутся большие работы по созданию магнито-гидродинамических
электростанций. Магнито-гидродинамический (МГД) метод заключает-
Рис. 2. Схема газотурбинного локомотива:
1 — газовая турбина; 2 — коробка скоростей; 3 — карданный вал
7
Рис. 3. Схемы привода движущихся осей
локомотива:
/ — гидравлическая передача с многоступен-
чатой коробкой скоростей; 2 — электрическая
передача; Н — гидротрансформатор; Р — ко-
робка скоростей; К — карданное соединение;
R — реверсивный механизм; G — генератор;
Af — тяговый электродвигатель
Рис. 4. Схема МГД-генера-
тора:
1 — ионизированный газ; 2 — элек-
трод; 3 — электромагнит; 4 — обмот-
ка возбуждения
ся в индуктировании электрического тока в движущемся (со скоростью
порядка 1000 м/с) потоке ионизированного газа при пересечении им
сильного магнитного поля (рис. 4). МГД-генераторы разрабатывают
двух типов: открытого цикла, в которых рабочим телом являются про-
дукты сгорания органических топлив с легкоинизируемыми добавками
(калия, натрия, цезия), обеспечивающими высокую проводимость при
температурах 2000—3000° С, и закрытого цикла, в которых поток
инертного газа (аргона, водорода) нагревается до плазменного состоя-
ния в специальных теплообменниках поверхностного типа продуктами
сгорания топлива. В МГД закрытого цикла присадка указанных ве-
ществ более эффективна, чем в схемах открытого цикла, проще решают-
ся вопросы удаления газов в атмосферу, в плазме отсутствуют примеси,
ухудшающие ее электропроводимость. В закрытом цикле нагрев до
плазменного состояния проводится до меньшей температуры, чем в от-
крытом цикле. Благодаря этому упрощается задача создания МГД-
генератора с применением современных термостойких материалов,
а также оказывается возможным использование ядерного горючего
в атомном реакторе. Задача создания МГД-генераторов открытого
цикла на ядер ном горючем для столь высоких температур на базе атом-
ных реакторов до сего времени не решена. Разрабатываются также
МГД-генераторы с жидкометаллическими проводниками.
В отличие от обычной теплоэнергетической установки электростан-
ции МГД-генератор не имеет, как видно, вращающихся элементов,
свойственных обычному электрическому генератору. Здесь отсутствует
тепловой двигатель с вращающимся ротором. При этом роль теплового
двигателя выполняет сопло, в котором рабочее тело расширяется и
приобретает значительную кинетическую энергию в виде располага-
емой работы, которая далее преобразуется в канале МГД-генератора в
электроэнергию.
Ввиду небольшого падения температуры газа (до 2000° С) в МГД-
генераторе, принимаемого по условиям недопустимости падения его
электропроводимости, дальнейшее использование теплоты газа пред-
8
назначается в обычной теплоэнергетической установке по принципу
бинарного термодинамического цикла. Применение МГД-генератора
на магнито-гидродинамической электростанции бинарного цикла с па-
ротурбинной установкой в нижней ступени позволит повысить общий
к. п. д. до 50 и в перспективе до 60%.
МГД-генератор на локомотиве вероятно найдет применение в со-
четании с газовой турбиной, так как использование паросиловой
установки, как известно, связано с большими трудностями. От внед-
рения МГД-генератора с газовой турбиной на локомотиве можно ожи-
дать повышение к. п. д. установки также до высоких значений — по-
рядка 50—60%.
В СССР создана впервые в мире под руководством академика Ки-
риллина опытно-промышленная установка с МГД-генератором мощ-
ностью 25 ООО кВт (У-25). МГД-генератор использован в качестве над-
стройки в бинарном цикле с паротурбинной установкой в нижней сту-
пени мощностью 50 000 кВт. Используется топливо — природный газ.
Температура воздуха, обогащенного кислородом до 40%, равна при
входе в камеру сгорания топлива 1200° С. Начальная температура про-
дуктов сгорания 2500° С, абсолютное давление на входе 2,75 кгс/см2, а
на выходе 1,07 кгс/см2. Ведутся опытные исследования МГД-генерато-
ра для включения в проект электростанции на твердом топливе мощ-
ностью около 2,4 млн. кВт с целью определения возможности реали-
зации идеи МГД-генератора в крупной энергетике.
В 1976—1980 гг. среди подлежащих решению основных научно-
технических проблем намечено создать энергетические блоки с МГД-
генератором большой мощности на газообразном, жидком и твердом
топливе для работы в базовой и пиковой нагрузках энергосистем. Но-
вые направления в энергетике могут иметь в перспективе значение для
прогресса железнодорожной техники. В Англии уделяется внимание
созданию элементовоза-локомотива, работающего на топливных эле-
ментах кислородно-водородного типа. Предполагают, что к. п. д. пре-
высит к. п. д. существующих локомотивов вдвое.
В СССР ведутся работы по использованию топливных элементов,
в которых в качестве горючего применяются органические соединения
(углеводороды) и воздух в качестве окислителя. Эти недорогие и удоб-
ные для транспортировки топливные элементы смогут найти широкое
применение. Использование термоядерной реакции также обеспечит
практически неисчерпаемый источник электрической энергии. Уже
имеются значительные успехи в области решения термоядерной пробле-
мы благодаря созданию в Советском Союзе установки «Токамак» (то-
роидальная камера в магнитном поле). Это необычайно перспективная
экспериментальная установка для изучения горячей плазмы и управ-
ляемых термоядерных реакций. К ожидаемым преимуществам тер-
моядерной проблемы относится снижение себестоимости 1 кВт-ч.,
применение безграничных сырьевых ресурсов — дейтерия, содер-
жащегося в воде океана. Кроме того, будет иметь место отсутст-
вие радиоактивных загрязнений, свойственных использованию атом-
ной энергии, так как образующиеся конечные продукты Hi и Ш
безвредны.
9
Глава II
ОСНОВЫ МЕТОДИКИ
ИЗУЧЕНИЯ ТЕРМОДИНАМИЧЕСКОГО ПРОЦЕССА
ЛОКОМОТИВНОЙ ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ УСТАНОВКИ
§ 3. ЭКСЕРГИЯ
Для энергетика представляет большой интерес эксергия как поня-
тие, характеризующее ту часть энергии, которая может быть превра-
щена в работу, а следовательно, и в другие формы энергии. Поэтому
теплота делится на две части: одна может быть превращена в работу,
т. е. является работоспособной (эксергия), а другая не может быть
превращена в работу, т. е. является неработоспособной (анергия).
Под эксергией (работоспособностью) понимают то максимально
возможное количество технической работы, которое может совершить
данная термодинамическая система, находящаяся в заданном началь-
ном состоянии, при условии, что все процессы изменения состояния си-
стемы протекают обратимо и осуществляются до конечного термодина-
мического состояния, равновесного с окружающей средой. Таким об-
разом, за начало отсчета принимается состояние окружающей среды.
Ввиду большой тепловой емкости давление р0 и температура То окру-
жающей среды остаются постоянными.
В термодинамике обратимое преобразование тепла в работу мыс-
ленно представляется в изолированной системе, состоящей из рабочего
тела, теплового двигателя и окружающей среды. На основании баланса
энергии по первому закону термодинамики и равенства нулю прираще-
ния энтропии для среды и рабочего тела, исходя из условия обрати-
мости кругового процесса, выведено выражение для работоспособной
части тепла
deq = dq[l — , (3)
где dq — подведенное тепло;
Т — температура, при которой подводится тепло;
То — температура окружающей среды;
1—То/Т — термический к. п. д. цикла Карно для температур
Т и То.
Отсюда
dq = deq + dq^- = deq + To-^-=deq + Tods. (4)
Здесь неработоспособная часть тепла, или потеря работоспособности,
dz = Tods. (5)
10
Выражение (3) может быть принято без специального доказательст-
ва как подтверждение известного положения о термическом к. п. д.
цикла Карно для температур Т и То и, следовательно, о наибольшей
работе. Чем больше температура, при которой происходит подвод теп-
ла, тем меньше неработоспособная часть его.
Для всего процесса подвода тепла на пути 1—2 имеем
2
e^l-TJTjdq^l-TJT^q^, (6)
1
где термический к. п. д. цикла Карно выражен через среднюю тем-
пературу Тср.
Чтобы работоспособная часть тепла была больше, необходимо, что-
бы средняя температура процесса подвода тепла была возможно выше.
Неработоспособная часть тепла при dz = То ds
2 2 2
^To/Tcpdq=^Tods = \dz. (7)
i i i
В соответствии с изложенным величина энтальпии как энергии рабо-
чего тела, находящегося в непрерывном потоке, представляется в виде
двух частей — работоспособной de и неработоспособной dz = Tods.
Отсюда
de = di — То ds (8)
или
di — de + Tods (9)
и
e = i — To s. (10)
Таким образом, i — полная энергия, e — работоспособная часть,
То s — неработоспособная часть.
При наличии потерь, когда ds > 0, потеря работоспособности dz =
= Tods характеризует степень термодинамической необратимости
процесса.
В самом общем виде потеря работоспособности dz определяется как
разность изменения работы
dl = vdp (И)
и работоспособности de = di — Tods,
т. е. dz = Adi — de = Adi — di + Tods. (12)
В системе СИ эта формула изменяется:
dz = dl — di + То ds. (12а)
Здесь v — удельный объем, м3/кг;
р — давление, Н/м2 (Па);
/, е, I — энтальпия, эксергия, работа, Дж/кг.
11
Эксергия е аналогично энтальпии i является параметром состояния
и не имеет абсолютного значения. Выражение (10) отражает количест-
венную величину, получаемую при условии, что используется измене-
ние функции, а не ее абсолютная величина:
£ ~ G* f0) То (s s0), (13)
где i и s — параметры при данном состоянии;
i0 и s0 — параметры окружающей среды.
Целесообразно за начало отсчета принимать нормальные условия
окружающей среды. При этом, как известно, i0 = 0 и s0 = 0, что позво-
ляет определять эксергию по формуле
е = (i — i0) — То (s — s0) = I — То s, (14)
где ins — энтальпия и энтропия для рассматриваемого состояния ра-
бочего тела.
Состояние воздуха на входе в двигатель будет характеризоваться
значением е0 = 0, если его состояние совпадает с состоянием окружаю-
щей среды. В других случаях, в частности при резких колебаниях кли-
матических условий, можно ожидать е^О. Например, при давлении
р — 1 кгс/сма и температуре t = 15° С находим по диаграмме is для
воздуха i = 3,6 ккал/кг, s = 0,013 ккал/(кг-град) и, следовательно,
е — 3,6 — 273-0,013 = 0,051 ккал/кг. Здесь выбранное состояние
отсчета имеет меньший уровень энергии, чем состояние воздуха на
входе в установку.
§ 4. Приложения эксергии к изучению термодинамической
эффективности процессов локомотивной установки
Процесс теплообмена между двумя потоками. Пусть и т2 —
расходы теплоотдающей и тепловоспринимающей жидкости (в кг/с).
Согласно тепловому балансу = dQ2. Но dQ = mdi, a dq = di при
dl = vdp = 0; следовательно, в соответствии с выражением (12) имеем:
dZt = —dQ! + tr^TodSi, dZ2 = —dQ2 + m2Tods2 (15)
и
dZ = dZ1 + dZ2 = dsx + m2 ds2) = To dS, (16)
где /Hj dsr + tn2 ds2 = dS. (17)
Из равенства отданного и полученного тепла имеем
—m^dSi = т2Т2 ds2. (18)
Отсюда вытекает
dS = m2ds2 f 1—
\ 7i /
или
dS = dQ(-±-----М, (19)
\ * 2 '1 /
где dQ = т2Т2 ds2 — переданное количество тепла.
12
После умножения на То получаем
dZ = ( ---^2-) dQ = То Т1~~-2-- dQ. (20)
\ т2 т\ ) т\т2
Следовательно, для данной разности температур (7\ — Т2) потери
работы будут тем меньше, чем выше температурный уровень (Т± X
X 7\), при котором происходит теплопередача. С уменьшением раз-
ности температур (7\ — Т2) потери также уменьшаются, но при этом,
как известно, больше требуемая поверхность теплопередачи. Поэтому
в теплообменнике целесообразно в области высокой температуры огра-
ничить размеры поверхности, а в области низких температур иметь
большие поверхности; это особенно важно, когда в области высоких
температур требуется применение специальных дорогостоящих мате-
риалов, например в регенераторах ГТУ.
Рассматриваемый метод позволяет учитывать одновременно как
потери вследствие необратимости процесса теплопередачи, так и потери
работоспособности вследствие трения. Для этого воспользуемся выра-
жением для суммарной потери
dZ = То (dS™ + dS™). (21)
Ввиду аддитивного свойства энтропии к потерям работоспособности
при теплопередаче добавляют потери работоспособности вследствие
трения. Тогда:
dsx = + ~^тр(1) - = ds? + dsp\ (22)
Л Л
ds2 = -^- + -^^}_ = ds^ + ds^\ (23)
Т2 т2
где индекс «т» обозначает изменение энтропии при теплопередаче, а
«тр» — при трении.
Для теплообменника возможен следующий путь расчета. На энтро-
пийной диаграмме отмечают начальные и конечные точки изменения
состояния для обоих потоков рабочего вещества, откуда получается
полное изменение энтропии As, учитывающее как потери при теплопе-
редаче, так и потери от падения давления. Далее определяют Аг =
= Т0А$. Таким образом, пользуясь понятием работоспособности, мож-
но сравнивать разные потери, происходящие как вследствие падения
давления, так и в результате изменения температурного перепада.
Понятие эксергии применительно к механической энергии. Так как
кинетическая и потенциальная энергия полностью переходят в другие
виды энергии, то они представляют собой только работоспособную фор-
му энергии. При этом эксергия, отнесенная к некоторому уровню й0
неподвижной системы окружающей среды, равна нулю.
Если с — скорость перехода относительно окружающей среды, то
л с2 ккал с2 тт .
е«"~А1г~= — л1к1кг <24)
эксергия кинетической энергии.
13
Для потенциальной энергии
^пот = A (h — h0) ккал/кг = g (Л — h0) Дж/кг, (25)
где h — координата положения.
Неработоспособная часть энергии в обоих случаях равна нулю.
Так можно было бы рассматривать эксергетические балансы гидравли-
ческих двигателей, однако это не имеет практического значения.
Механическая работа, при которой не происходит изменения объе-
ма, представляет собой только работоспособную энергию. Например,
механические потери в двигателе в эксергетическом балансе рассматри-
ваются целиком как работоспособная энергия, превращаемая в тепло.
То же относится к потерям электрической энергии в генераторе элект-
рического тока, которые рассматриваются как потери эксергии.
Эксергия топлива. Физическая эксергия топлива определяет-
ся по физическому теплу топлива, если параметры топлива (для газа —
давление и температура, для жидкого и твердого топлива — темпера-
тура) отличаются от принятых параметров окружающей среды (р0,
То). При параметрах топлива р = р0 и Т = То физическая эксергия
топлива равна нулю.
Химическая эксергия топлива по Шар гуту — это максималь-
ная работа, получаемая в обратимом процессе горения, в котором
к топливу, имеющему параметры окружающей среды (р0, То), подводит-
ся кислород при давлении, равном его парциальному давлению в окру-
жающей среде. После полного сгорания топлива продукты сгорания
должны находиться в состоянии термодинамического равновесия с ок-
ружающей средой (Т = Т09 давление р равно парциальномудавлению
среды). Это определение выражает энергетическую пригодность топли-
ва. Исходя из него, составлены приближенные зависимости между
эксергией топлива и теплотой сгорания для разных отношений Н/С,
О/С, N/C, S/С, характеризующих состав топлива. Например,
ет
хим = 1,0401 4- 0Д728Н/С + 0,04320/С +
+ 0,2169S/C (1 — 2,0628Н/С)
исходя из сухого органического состава жидкого топлива при нормаль-
ных физических условиях.
Рант [23] рассчитал значения а0 для многих гомогенных органичес-
ет
ких веществ и на их основе отношения для технических топлив.
По Ранту состояние термодинамического равновесия продуктов сгора-
ния с окружающей средой определяется температурой и давлением
окружающей среды. Остаточная химическая эксергия продуктов сгора-
ния не учитывается.
Аналитически эксергия топлива по аналогии с эксергией тепла при-
ближенно представлена в виде
eTon = Q? + ToAS. (26)
14
Здесь AS — изменение энтропии компонентов реакции горения на
1 кг топлива.
При составлении энергетических балансов принимают по Ранту:
для жидкого топлива
етоп « O.975QS; (27)
для газообразного топлива
етоп ~ 0,95Qg; (28)
для угля
втоп « QS, (29)
где Qb и QE — соответственно теплота сгорания топлива по высшему
и низшему пределам.
Потеря эксергии от необратимости процесса горения в воздухе.
Сгорание топлива в воздухе представляет необратимый процесс. Про-
цесс горения сопровождается большими потерями эксергии, связанными
с двумя необратимыми явлениями: химической реакцией и отдачей
тепла. Достичь обратимости можно было бы использованием чистых
горючих и окислителя (жидкий кислород с углеводородом или водоро-
дом) и высоких температур (2000—3000° К), при которых процессы ре-
комбинации и диссоциации продуктов горения приближаются к равно-
весию. Такие условия близки практически к возможностям магнито-
газодинамики. До некоторой степени это осуществляется в камерах
сгорания ракет. Однако исходные горючие и окислитель подводятся
при сравнительно низких температурах, а поэтому остается процесс
их нагревания до равновесной температуры, являющийся необратимым
с соответствующим увеличением энтропии.
От процесса сгорания отличается процесс, происходящий в гальва-
нических элементах, где электрохимическое взаимодействие проте-
кает при низких температурах. Здесь эксергетические условия про-
цесса более благоприятны, отсутствуют потери эксергии вследствие
теплообмена. Этот процесс нашел применение в топливных элементах,
для которых ожидается весьма высокий к. п. д.
Анализ необратимых явлений при горении производят раздельно.
Для наиболее часто встречающихся в технике процессов горения при
постоянном давлении предполагается, что сначала происходит адиабат-
но горение, а после его окончания начинается теплообмен. В связи
с этим рассматриваются потери эксергии в адиабатно-изобарном про-
цессе горения.
На рис. 5 в Уз-диаграмме показан процесс горения при постоянном
давлении чистого углерода в воздухе. Температура исходных продук-
тов принята равной температуре окружающей среды. По оси абсцисс
отложены значения химической (абсолютной) энтропии, отнесенной
к единице массы топлива (киломоль).
Изобара продуктов сгорания от температуры То до температуры 7\
(без учета диссоциации) изображена линией 3—4, Площадь под ней
численно равна теплоте сгорания топлива. Точка 3 со значением энтро-
пии $3 соответствует состоянию продуктов сгорания при температуре
15
Рис. 5. Процесс горения чистого углеро-
да в воздухе в Ts-диаграмме
и давлении окружающей среды.
Так как в этом состоянии про-
дукты еще обладают некоторой
остаточной химической эксер-
гией, то сумма s2 энтропий ком-
понентов продуктов сгорания,
находящихся в термодинамиче-
ском равновесии с окружающей
средой, будет больше, чем s3.
Площадь (s2 — s3)T0 выражает
остаточную химическую эксер-
гию продуктов сгорания. Точка
1 соответствует суммарной хими-
ческой энтропии исходных про-
дуктов.
Химическая эксергия в соот-
ветствии с рис. 5
£хим = Qh — Т0 (Sx — S2)
ет
и -^- = а0. (30)
<35
Для технических топлив разница между химической эксергией
топлива и его теплотой сгорания обычно невелика. Величина s2 — sx
мала по сравнению с $4 —s3. Таким образом, площадь под изобарой
3—4 представляет одновременно численно химическую эксергию топ-
лива (#ХИМ ^топ)»
Потери эксергии в результате необратимости адиабатного горения
Ле То (s4 s4).
(31)
Разность s4 — на рис. 5 обозначена через л. Потери эксергии
Де в процессе адиабатного горения в атмосферном воздухе можно по-
лучить также, вычитая сумму эксергии продуктов сгорания из суммы
эксергий исходных продуктов:
Ле --- ехим + ^воз ^физ £хим,
(32)
гДе евоз — эксергия атмосферного воздуха, равная нулю;
ефиз , £хим - соответственно физическая и химическая эксергии
продуктов адиабатного горения, отнесенные к едини-
це массы топлива.
На рис. 5 точка 4' отражает диссоциацию продуктов горения. Воз-
растание энтропии в результате диссоциации обозначено Ля. Можно
применить следующие способы определения потерь эксергии.
1. Пусть, как обычно в камерах сгорания, температура исходных
продуктов 7з > Т3, значение энтропии соответственно $з- Горение при
р = const протекает без теплообмена с внешней средой. Предполагает -
16
ся полное сгорание топлива. Потери эксергии от необратимости горе-
ния равны
Д е = То (s4 — «з). (33)
Напишем известное соотношение для изобарного процесса
s4—«з = Ср 1п-^-, (34)
1 3
где Ср — массовая теплоемкость при постоянном давлении продуктов
сгорания g, приходящихся на единицу массы топлива,
Ср Cpg* (35)
Температура Т4 может быть получена из соотношения
Qh = Cpg (Т4 - 7з), (36)
откуда
ор
Т4 = ——+ Л. (37)
ср s
Для жидкого и газообразного топлив можно считать температуру
равной теоретической температуре горения.
Таким образом, относительная потеря эксергии в процессе горения
равна при соотношении (30)
„_____________________ _______гр 1П Т4/Т3
о — — л ’
при То — Т3 (без подогрева исходных продуктов)
Р__ Ае _____ In Т4/7’з
ехим (T’t/T's —•) «о
Значения 8 для нескольких температур Tit получаемых при обо-
гащении воздуха кислородом (а0 = 1,05 и Т3 = 288° К), следующие:
(38)
(39)
Tit ° К................................ 2200 2400 2600 2800
е, %....................................29,2 27,4 26,0 24,8
2. Потерю эксергии от теплообмена в процессе горения, например,
путем излучения продуктов сгорания в топке парогенератора (прямой
отдачи) можно определить исходя из соотношения (20) при Т2 = То =
= Т3 и 7\ = Тц'.
Летеп = Л<7( 1—тг) .
\ Ч /
Относительное значение потери
р _____________________ А^теп _
ьтеп Л ~
Qh “о
где Д<? — количество отдаваемого
17
А? / । 7"3 \
Qp«o \ /
тепла на единицу массы топлива.
Величину Д<7 можно определить по заданной действительной темпе-
ратуре в камере сгорания TJ, которая ниже, чем Т4.
Тогда доля топлива, израсходованного для достижения температуры
TJ, при к. п. д. топки, равном единице,
Отсюда
Т$-Г3 !
т4-т3 ~
Следовательно,
(41)
(42)
(43)
Для примера значения етепдля некоторых температур при Т4 =
= 2600 °К и Т3 = 288° К следующие (а0 = 1,05):
Tj°,K....................2400 2200 2000
етеп, %.................. 7,0 14,7 22,0
3. В более общем процессе подвода тепла к газу при горении в ка-
мерах двигателей суммарную относительную потерю энергии можно
определить согласно выражению (7)
Т ср
где средняя температура
^ = -^7-. (45)
s4 «3
где | — коэффициент эффективного выделения тепла, учитываю-
щий потери при сгорании, отдачу тепла стенкам камеры,
а в дизелях также выделяемое тепло при догорании в пе-
риод расширения;
$4» 5з — значения энтропии для конца и начала процесса, отнесен-
ные к количеству продуктов сгорания на единицу массы
топлива.
При адиабатно-изобарном горении увеличение количества тепла
на нагрев исходных продуктов на А^ приводит к возрастанию тепла
в продуктах сгорания на ту же величину Д<у:
А<7 — ^ИСХ^ИСХ = ТпсД^ПС*
Так как Тис^ < Тпс, следовательно, AsHCx > Asnc, т. е- приращение
энтропии продуктов сгорания меньше приращения энтропии исходных
продуктов. Отсюда
C$4 Si) Н- Asnc А^исх $4 Sx. (46)
18
Иначе говоря, приращение энтропии в процессе горения уменьшается
с подогревом исходных продуктов. Соответственно уменьшается потеря
эксергии:
Ае' < Ае. (47)
Следовательно, подогрев исходных продуктов является эффективным
средством снижения потерь эксергии при горении.
В двигателях внутреннего сгорания необратимость процесса горе-
ния можно было бы полностью устранить путем нагрева воздуха до
равновесной температуры, использовав для этого изоэнтропийное
сжатие. В данном случае
А^исх = ($4 $1) “Ь А$пс (48)
и согласно уравнению (46)
Ае' = 0. (49)
Однако такое сжатие нецелесообразно. Как известно, существует оп-
тимальное значение степени сжатия, обусловленное экономичностью
и надежностью работы двигателя. Кроме того, действительное сжатие
в двигателях отличается от изоэнтропийного.
Предполагается возможным приблизить процесс горения к обрати-
мому в условиях обычных температур, например в газовых турбинах,
путем сочетания процесса горения с эндотермической химической реак-
цией.
Эксергию газов удобно определять, используя энтропийные диа-
граммы для воздуха и продуктов сгорания.
Потеря эксергии при смешении потоков. При смешении двух пото-
ков, например, в камере сгорания ГТУ согласно равенству (12а) при
dl = 0 получаем
dz = —di + Tods = —de. (50)
Энтальпия смеси двух потоков
/721 ^2 r/(i + m2 (51)
Энтропия до смешения
Эксергия до смешения =misx + m2s2 . mi + /n2 (52)
e’ = i' — Tos'. (53)
Эксергия смеси двух потоков
e = i — Tos, (54)
где s — энтропия смеси, Потеря эксергии s = s' + As.
е' — е = (i' — i)—T0 (s' — s) = To (s — s'), (55)
так как i = Г.
19
Необратимые процессы расширения и сжатия. Для необратимых
адиабатных процессов расширения и сжатия (теплообмен отсутствует)
при dl = di из выражения (12а) получаем потерю работоспособности
dz = Tods.
С помощью is-диаграммы потеря эксергии для необратимого про-
цесса расширения (рис. 6, а) определяется следующим образом:
эксергия в точке 1
ei = h — т’а; (56)
эксергия в точке 2
^2 = Ч Т os%t (57)
Изменение эксергии
— е2 = (t'i — t2) + То (s2 — sj. (58)
Здесь То (s2 — sj — потеря работоспособности;
h. — г2 — техническая работа.
Для необратимого процесса сжатия (рис. 6, 6) изменение эксергии
^2 — = (^2 h) (s2 Si). (59)
Отметим, что потеря работоспособности dz не идентична теплу, выде-
ляемому при трении:
dq^ = Tds. (60)
Отношение их
dz То ds То
dq^ Tds Т
(61)
Видно, что преобразование работы в тепло вследствие трения менее
вредно, когда оно происходит при высоких температурах Т. Отсюда
Рис. 6. Использование is-диаграммы
для определения потери эксергии в не-
обратимых процессах расширения (а)
и сжатия (б)
например, следует, что аэродина-
мические потери в агрегате газо-
турбинного наддува тепловозного
дизеля вреднее, чем в обычной
ГТУ, где температур а газа намного
выше температур газа и воздуха в
газотурбинном агрегате наддува.
Вопросы снижения аэродинамиче-
ских потерь в газотурбинном агре-
гате заслуживают, таким образом,
внимания. Это относится также к
последним ступеням многоступен-
чатой турбины и последним отсе-
кам регенератора ГТУ, где темпе-
ратура ниже, чем в первых.
20
§ 5. ПРИМЕРНЫЕ РАСЧЕТЫ
БАЛАНСОВ ЭКСЕРГИИ
Эксергетический баланс агрегата газотурбинного наддува тепло-
возного дизеля. При всех нагрузках турбина турбокомпрессора тепло-
возного дизеля (рис. 7) развивает мощность, равную мощности, потреб-
ляемой компрессором. Это условие равновесия агрегата выражается
следующим образом:
GT /т т)о< Нм = GK “ (62)
По/
где /т — изоэнтропийная работа расширения в турбине 1 кг газа;
GK — массовая подача компрессора, кг/ч;
GT — расход газа через турбину, кг/ч; GT = GK + В, где В —
часовой расход топлива дизелем;
/к — изоэнтропийная работа сжатия в компрессоре 1 кг воздуха;
*1о/ — относительный внутренний к. п. д. турбины;
Им — механический к. п. д. агрегата, отнесенный к внутренней
мощности турбины;
Ио» — относительный внутренний к. п. д. компрессора.
В соответствии с зависимостью (62) увязаны между собой параметры
газа и воздуха.
Пусть температура газа перед турбиной /3 = 540° С, внутренний
к. п. д. ее По» = 0,8, расход топлива В — 450 кг/ч при эффективной
Рис. 7. Турбокомпрессор дизеля:
/ — рабочее колесо компрессора; 2 — рабочее колесо турбины; 3 — вал ротора
21
Таблица 1
Параметры Точки на рис. 6, б (компрессор) Точки на рис. 1 2 (турбина)
1 2' 2 3 4' 4
Давление р, кгс/см2 1 2,5 2,5 2 1,03 1,03
Температура Т, °К . 288 378 399 813 683 709
Энтальпия /, ккал/кг 3,6 25,2 31,0 140 104 111,5
Энтропия S, ккал/(кг-град) . . 0,013 0,013 0,0282 0,224 0,224 0,238
Эксергия е, ккал/кг . 0,051 21,65 23,3 78,9 42,9 46,5
мощности дизеля Ne = 3000 л.с., массовая подача компрессора GK =
= 12 300 кг/ч, расход газа GT = 12 300 + 450 = 12 750 кг/ч, давле-
ние наддува 2,5 кгс/см2, температура засасываемого воздуха =
= 15° С, его давление 1 кгс/см2. Определим требуемое давление газов
на входе в турбину.
/р2 \ п~ 1
Температура воздуха в конце сжатия: Т2 = Т± I п =
1,8— 1 1
= 288-2,5 1 = 399° К = 126° С.
Здесь принят показатель политропы п= 1,8, что соответствует по-
литропному к. п. д. компрессора1! кп = 0,81 из выражения
п—1 1 fe—1
п Т]кп k
Из отношения (62) получаем после подстановки известных величин
при теплоемкости воздуха Ср = 0,24 (12 300 + 450)ZT X
X 0,8 • 0,93 = 12 300-0,24(126 — 15). Отсюда
Аг—ср (Тз т\) — срТ3
( Pi 12300-0,24-111
\ Рз / ] ~ 12750-0,8-0,93 ’
где Ti—температура газа в конце изоэнтропийного расширения.
При температуре газа t3 = 500 4- 700° принимаем k = 1,35 и ср =
— 0,264 ккал/(кг-град). Отсюда при рх = 1,03 кгс/см2 находим дав-
ление газа перед турбиной р3 = 2 кгс/см2.
Пользуясь диаграммой is для воздуха и продуктов сгорания, опре-
деляем исходные параметры, необходимые для расчета эксергетическо-
го баланса установки (табл. 1).
За начало отсчета принимаем нормальные условия. При этом для
каждого состояния i = е + Tos.
Эксергия газов перед турбиной
£т = GT (еа — е4) = 12 750 (78,9 — 46,5) = 413 Мкал.
22
Работа газов в турбине
LT = GT («з — it) = 12 750 (140 — 111,5) = 364 Мкал.
Эксергетический к. п. д. турбины
nJKC = = J®l=0,88.
1 Ет 413
Этот к. п. д. характеризует потерю работоспособности (эксергии)
в турбине, обусловленную трением. Данная потеря является оконча-
тельной в отличие от потери тепла вследствие трения, которое остается
в потоке и при утилизации тепла отработавших газов могло бы быть
использовано. Аналогичный к. п. д. для условий баланса тепла, опре-
деленный в виде отношения работы газов в турбине (i3—i4) к подводи-
мому теплу (i3 — i4), равнялся бы единице. Это, очевидно, связано с
тем, что тепловой баланс не делает разницы между теплом и механиче-
ской работой, выраженной в той же форме.
Эксергия воздуха в компрессоре увеличивается на величину
£ком = GB (е2 — ej = 12 300 (23,3 — 0,051) = 286 Мкал.
Работа, затрачиваемая на сжатие воздуха,
Яком = GB (i2 — i'x) = 12 300(31 — 3,6) = 337 Мкал.
Эксергетический к. п. д. компрессора
Пэке = -^ = — = 0,85.
•^ком 337
Для компрессора справедливы те же рассуждения о роли эксерге-
тического к. п. д., что и для турбины.
Эксергетический к. п. д. всего агрегата газотурбинного наддува
ПэкС=-^-= —= 0,693.
1ЭКС £т 413
Механический к. п. д. передачи работы от турбины к компрессору
Пм = — = —= 0,927.
м £т 364
Соответственно
Пэке = Пэке т]экс Пм = 0,88 • 0,85 • 0,927 = 0,693.
Результаты расчета эксергетических потоков сводим в табл. 2.
Потеря эксергии, отнесенная к 1 кг топлива,
А£ = — 0,282 Мкал/кг.
450
При эксергии жидкого топлива
етоп = 0,975$ = 0,975-10 700 = 10 400 ккал/кг
23
Таблица 2
Элементы агрегата Подводи- мая эксер- гия, Мкал Отводи- мая эксер- гия, Мкал Потери эксергии, Мкал Эксерге- тический к. п. д.
Турбина Затрачивается турбиной на привод 413 364 413—364=49 0,88
компрессора 364 337 364—337=27 0,927
Компрессор 337 286 337—286=51 0,85
Агрегат в целом 413 286 127 0,693
потери эксергии в агрегате газотурбинного наддува (аэродинамические
потери) в общем балансе тепловозного дизеля составляют 104Q0 X
X 100 = 2,71%.
Распределение потоков эксергии для рассмотренного агрегата пока-
зано на рис. 8.
Эксергетический баланс промежуточного водовоздушного охлади-
теля наддувочного воздуха тепловозного дизеля. Для расчета прини-
маем (рис. 9 и 10):
температура воздуха перед охладителем t2 = 126° С;
расход наддувочного воздуха GK = 12 300 кг/ч;
расход топлива дизелем В = 450 кг/ч;
эксергия воздуха на выходе из компрессора е2 = 23,3 ккал/кг;
температура воды перед охладителем tBX = 60° С;
перепад температур воды в охладителе Д/ = 10° (/вых — /вх);
температура воздуха после охладителя t'z = 65° С;
потеря давления воздуха в охладителе Др = 0,05 кгс/см2.
Определяем расход воды
жм (Е3~^)= ^ккал/кг 5 (&ГЪ)=^Змал1кг////\ 7ккал/кг Рис. 8. Распределение потоков эксергии для агрегата газотурбинного наддува 24 через охладитель: Q Gk £р (^2 ^2) В°Д / / ‘ВЫХ — ‘вх _ 12 300-0,24(126—65) _ 10 = 18 000 кг/ч. Снижение эксергии воздуха при охлаждении: \Е = Gk(<?2 —£2) = 12 300 X Х(23,3 — 18,33) = 61 Мкал,
где в2 = 12 — То S2 = 15,6 + 273-0,01 = 18,33 ккал/кг;
s" = —0,01—; = 15 6
(кг-град) кг
Отводится водой из охладителя
Д^вод ^ВОД (^ВЫХ ^вх) = 000[(1Вых Г08вых) Овх Г05вх)1 ~
= 18 0001(69,98 — 273-0,228) — (59,98 — 273-0,1985)] = 35,1 Мкал.
Здесь евых = 7,74 ккал/кг и евх = 5,79 ккал/кг; для их определения
значения 1ВЫХ, 8ВЫХ, rBX, sBX взяты из таблиц насыщенного водяного
пара (при % = 0).
Потеря эксергии в охладителе
Д£Охл == &Е — Д^вод = 61 — 35,1 = 25,9 Мкал.
Эта потеря состоит из потери от необратимости теплообмена между
воздухом и водой и потери от падения давления вследствие трения;
последняя определяется из выражения
ДЕТр = GBT0 [s (/2, р"г) — s (ft, р2)]. (63)
Здесь разность энтропий удобно вычислять исходя из условий про-
цесса с постоянной температурой (/2 = idem)-.
s(/2", Р2)—s(/2, р2) = ЛЯ1п -P±- = ^L In-^-=0,00136 —Мкал ;
V F2/ V Р2> Р„ 427 2,45 (кг-град)
ДЕТр = 12 300-273-0,00136 = 4,55 Мкал.
Потерей является также эксергия уходящей из охладителя воды,
которая не используется:
Рис. 9. Схема охлаждения наддувоч-
ного воздуха
Рис. 10. Процесс охлаждения над-
дувочного воздуха в /s-диаграмме
25
Таблица 3
Элементы процесса Подводимая эксергия, Мкал Отводимая эксергия, Мкал Потеря эксергии, Мкал
Поступает в охладитель с водой . . . . 104,2
Теплообмен между воздухом и водой . . 61 35,1 25,9, в том числе от трения 4,55; от нео- братимого теплообмена 21,35
Отводится из охладителя с водой . . . — — 139,3
Общая потеря — — 165,2
Эксергия воды, поступающей в холодильник,
Евх = Овод^вх = 18 000-5,79 = 104,2 Мкал.
Результаты расчета сводим в табл. 3.
От воздуха отводится в охладителе эксергия, равная 61 Мкал;
отсюда потеря эксергии на 1 кг топлива
61 000 : 450 = 135,6 v кклл .
’ кг-топл
При эксергии топлива етоп = 10 400 ккал/кг это составляет
та100 = ьзо%.
Эксергетический баланс камеры сгорания локомотивной газотур-
бинной установки. Вводимая в камеру сгорания эксергия включает:
1) эксергию топлива (физическую и химическую)
F = Rp
^ТОП XJCTOn,
2) эксергию воздуха, подаваемого в камеру сгорания из компрес-
сора:
при отсутствии регенератора
Ввоз ~ GBO3e2,
где е2 — эксергия воздуха после компрессора;
при наличии регенератора
Р ре г р
Своз — trB03
где е5 — эксергия воздуха после регенератора (рис. 11).
Отводимая из камеры сгорания эксергия
Е?аз = Gra3 (l3 T0S3).
Здесь i3 и s3 — энтальпия и энтропия газа перед турбиной.
26
Общая потеря эксергии в камере сгорания
AZ -^топ ”4“ -^воз ^газ
содержит потери от необратимости процесса горения, необратимого
смешения газов с воздухом и вследствие падения давления в камере.
Последние потери в основном связаны с организацией процесса горе-
ния и могли бы быть отнесены к потерям от его необратимости.
Потеря от необратимости смешения газа с воздухом
AZCMeni = То [Gra3s3 - (GbS2 + G;s')], (64)
где Gb — количество воздуха, поступающего в зону смешения камеры
(для охлаждения газов);
Gb — количество продуктов сгорания в зоне горения (без охлаж-
дающего воздуха);
Gb + Gb = Gra3;
s' — энтропия продуктов сгорания (в зоне горения).
Потеря эксергии от необратимости процесса горения, включая по-
терю вследствие падения давления,
А-^необр = AZ AZCMein.
Потерю вследствие падения давления можно определить (рис. 12)
следующим образом:
AZap — Т0 As — Gra3T0As— ^газ(Рз> ^з) 5(Р3, ^з)1 —
= Gra3 70 1п — . (65)
Рз
Параметры состояния, определенные для отдельных точек процесса
ГТУ без регенератора при внутреннем к. п. д. компрессора t]oz = 0,85
и внутреннем к. п. д. турбины т]о/ = 0,87, приведены в табл. 4.
Рис. 11. Схема ГТУ с регенерацией:
1 — компрессор; 2 — турбина; 3 — камера сгорания;
4 — регенератор
Рис. 12. Процесс ГТУ
с учетом потерь давления
в fs-диаграмме
27
За начало отсчета принято состояние окружающей среды (7\ —
= 273° К).
Мощность газотурбинного двигателя Ме ~ 3500 л. с. соответст-
венно к. п. д. т]е — 0,21. Тогда часовой расход жидкого топлива
n 632, ЗЛ/, 632,3-3500 1ЛОП
о —---------=------------= 1080 кг/ч.
QP Пе 9800-0,21
Здесь QE — теплота сгорания топлива по низшему пределу.
Из баланса мощности ГТУ находим расход воздуха и количество
газов, поступающих в турбину:
Graa 0*3 61) Л м GB03 0*2 *1) = (Gbob + 1080)(192 107)
— GB03 (54,6 — 3,6) = 632,ЗМе = 632,3-3500.
Здесь Gra3 = GB03 + 5; г|м принято равным единице.
Отсюда GB = 75 000 кг/ч, Gra3 = 76080 кг/ч.
Эксергию топлива принимаем равной гтоп — 10 400 ккал/кг (эк-
сергией физического тепла топлива пренебрегаем.)
Определяем составляющие эксергетического баланса камеры сго-
рания:
эксергия, вводимая с топливом в камеру,
£топ = -В^топ = 1080-10 400 = 11 250 Мкал;
эксергия воздуха, поступающего в камеру,
Ввоз — GBO3e2 = 75 000-47,5 = 3560 Мкал/кг.
Эксергия, отводимая из камеры с газами,
£газ = Gra3e3 = 76 080-136,58 = 10 400 Мкал;
суммарная потеря эксергии в камере
AZ = £топ + £воз — £газ =Н 250 + 3560 — 10 400 = 4410Мкал.
Результаты расчета эксергетического баланса сведены в табл. 5.
Общая потеря эксергии: 14 810 — 10 400 = 4410 Мкал.
Таблица 4
Параметры Точки (рис. 12)
1 1 2 1 3 1 3- 1 4
Давление р, кгс/см2 1,033 6 5,7 6 1,03
Температура t, °C 15 228 727 727 407
Энтальпия Z, ккал/кг 3,6 54,6 192 192 107
Энтропия s, ккал/(кг-град) . . . . 0,013 0,026 0,203 — —
Эксергия е, ккал/кг 0,051 47,5 136,58 — —
28
Таблица 5
Тела, участвующие в процессе Подведенная эксергия, Мкал Отведенная эксергия, Мкал
Воздух Топливо Газы, выходящие из камеры 3 560 11 250 10 400
Всего . 14810 10 400
В суммарную потерю эксергии входят:
1. Потеря от необратимости процесса смешения газов с воздухом
AZCMeiu = То [Gra3s3 — (Gb"s2 + Gbs')] = 273 [76 080-0,203 —
— (57 800-0,026 + 17 200-0,5)] = 1470 Мкал.
Здесь Gb = В/теор «= 1080 « 14,5 » 1,1 = 17200 кг/ч; /теор =
= 14,5 кг/кг—теоретически необходимое количество воздуха для сго-
рания 1 кг жидкого топлива; а = 1,1 — коэффициент избытка воздуха
в зоне горения; Gb = 75 000 — 17 200 = 57 800 кг/ч; s' =
= 0,5 ккал/(кг-град) — энтропия продуктов сгорания в зоне горения.
2. Потеря эксергии вследствие падения давления в камере
А2Др = Gra3 То As = Gra3 То AR In =
Рз
= 76 080 • 273 - 0,276 In — = 69 Мкал.
1,35 5,7
Здесь AR = cp — c0 = cD —- ; cD = 0,276 ккал ;
' й (кг-град)
k = 1,35.
3. Потеря эксергии от необратимости процесса горения
AZrop = AZ — AZCMeiu — AZap = 4410 — 1470 — 69 = 2871 Мкал.
По отношению к эксергии топлива:
потеря от необратимости горения ттЩгЮО = 25,5%;
1 1 Zu\J
потеря от необратимости смешения ур^ЮО = 13,1%;
потеря от падения давления вследствие трения
—-— 100 = 0,6%.
11250
4410
Общая потеря эксергии п 250 100 = 39,2%.
Как видим, значительная потеря эксергии в ГТУ, построенной по
наиболее простой схеме (одновальной, без регенератора), приходится на
камеру сгорания. Пути ее снижения, как вытекает из сказанного, —
29
повышение температуры газов перед турбиной и подогрев воздуха перед
камерой в регенераторе. Повышение температуры газов перед турби-
ной позволяет сократить количество воздуха, поступающего в камеру
для охлаждения газов. Одновременно снижаются потери от необрати-
мости при смешении газов с воздухом. С повышением температуры
воздуха, поступающего в камеру, уменьшаются потери от необрати-
мости процесса горения.
§ 6. ЭКСЕРГЕТИЧЕСКИЕ БАЛАНСЫ
ЛОКОМОТИВНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Рассмотрим эксергетические балансы локомотивных двигателей.
Учитывая методическое значение анализа итоговых данных баланса
ТЭУ паровоза, применявшегося в прошлом, для оценки практическо-
го значения эксергетического метода ниже рассматриваются наряду
с балансами тепловозного дизеля и газотурбинного двигателя также
балансы установки паровоза. Балансы выполнены для расчетного ре-
жима работы двигателей.
1. При абсолютном к. п. д. паровоза 7%, к. п. д. котельного агрега-
та 70% и температуре выпускных из котла газов 250° С имеем:
Тепловой баланс, %
Эксергетический баланс, %
1. Полезная работа.............7
2. Потери в котле.............30
3. Механические потери.........5
4. Потери с отработавшим паром .58
1. Полезная работа.............7
2. Потери в котле:
от необратимого теплообмена .37
при горении................28
3. Механические потери ........ 5
4. Потери с выпускными газами . 7
5. Потери с отработавшим паром .16
Итого
..............100 Итого ...............100
Здесь механические потери — часть подведенной энергии, которая
в результате трения переходит в тепло.
Потери с отработавшим паром по тепловому балансу составляют
58%. Казалось бы, главное внимание следует уделить непосредствен-
ному снижению этих потерь. Однако возможности использования это-
го тепла на локомотиве, как известно, ограничены. Кроме того, с точки
зрения потери работоспособности это всего 16%, в то время как потери
из-за необратимых процессов теплообмена в котле составляют 37%
и необратимого горения — 28%. Эти потери не видны в тепловом ба-
лансе. Большая потеря работоспособности в силовой установке паро-
воза от необратимого теплообмена вызвана большой конечной раз-
ностью температур газов и нагреваемых воды и пара в котле. Умень-
шить эту потерю можно было бы повышением температуры нагреваемо-
го тела путем увеличения давления и температуры перегрева пара,
а также введением развитого регенеративного подогрева питательной
воды, вторичного перегрева и т. д. Однако на локомотиве это практи-
чески невозможно, что послужило одной из причин отказа от приме-
нения паровоза.
30
Чтобы подчеркнуть значение эксергетического баланса, приведем
следующие рассуждения. Предположим условно, что тепло отработав-
шего пара на паровозе полностью используется для тепловых нужд.
Это привело бы к значительному повышению коэффициента теплоис-
пользования, который стал бы равен 65%. Остались бы только потери
в котле и механические. Однако с точки зрения совершенства самой
установки по преобразованию тепла топлива в работу изменений не
происходит. К. п. д. установки остается равным 7%. В эксергетическом
балансе остаются те же потери работоспособности от необратимости теп-
лообмена и горения в котле, а также от выпуска пара в атмосферу.
Другая картина получилась бы, если бы к. п. д. установки вырос,
например, вследствие повышения давления и температуры перегрева
пара до 27%. В тепловом балансе (если принять для простоты тот же
к. п. д. котла) это выразилось бы снижением потерь с отработавшим
паром до 38%, т. е. на 20%, хотя работоспособность всей энергии отра-
ботавшего пара только 16%. К. п. д. возрастает за счет снижения по-
терь от необратимости теплообмена в котле. Потеря же работоспособ-
ности с отработавшим паром при неизменных конечных параметрах
машины остается той же. Эксергетический баланс дает научное объяс-
нение рассматриваемому явлению.
2. При удельном расходе топлива дизелем 144,3 г/э.л.с-ч. определе-
ны следующие составляющие балансов:
Тепловой баланс, %
Эксергетический баланс, %
1. Полезная работа ........43,2
2. Механические потери........3,3
3. Потери с выпускными газами .32,9
4. Потери с охлаждающей водой .20,6
1. Полезная работа .........43,8
2. Механические потери........3,3
3. Потери с выпускными газами .13,1
4. Потери с охлаждающей водой .12,7
5. Аэродинамические потери . . .5,2
6. Потери при сгорании . . . .21,9
Итого ...............100 Итого
.......................100
Предполагается полное сгорание топлива. Как видно из приведен-
ных цифр, наибольшая потеря работоспособности происходит при сго-
рании топлива вследствие необратимости процесса. Эксергетический
баланс позволяет выделить аэродинамические потери, которые состоят
из потерь давления в выпускном патрубке, а также потерь в агрегате
газотурбинного наддува.
Сравнивая балансы дизеля и силовой установки паровоза, видим,
что у первого потери работоспособности с охлаждающей водой и выпус-
кными газами составляют 25,8%, что больше аналогичной потери с от-
работавшим паром на паровозе (16%). Однако у паровоза потеря работо-
способности от необратимого теплообмена достигает 37%, в то время
как потеря от необратимого теплообмена при охлаждении дизеля со-
ставляет 12,7%.
Потери при сгорании в дизеле также меньше (21,9% вместо 28%),
в частности, вследствие нагрева воздуха при его сжатии в цилиндре.
Эти особенности и определяют высокую тепловую экономичность
современного тепловоза, где дизель используется в качестве первичного
двигателя.
31
Тепловой баланс
Потери,%>
Генератор $ $
Подшипники
== 0,3
fy Зксергетишкиш баланс
При сгораний 29,2
205
С отработавшими
газами
Прочие
потери
Полезная энергия
Ц20
34,5
При продувке
____и выпуске 13,8
Турбина
Генератор,
под-
шипники
С 0 трибо- ю Q
табшими газами
3,0
1,Z
34,5
Рис. 13. Тепловой (а) и эксергетический (б) балансы свободно-поршневого
генератора газа GS-34
3. Энергетические балансы газотурбинной установки, отнесенные
к валу, при наиболее простой схеме (без регенерации), получившей при-
менение на газотурбовозе, и температуре газов перед турбиной 1023° К*
Тепловой баланс, % Эксергетический баланс, %
1. Полезная работа ............26,2 1. Полезная работа ............26,2
2. Механические потери..........1,0 2. Механические потери..........1,0
3. Потери с выпускными газами .72,8 3. Потери с выпускными газами .27,2
4. Аэродинамические потери . . .6,7
5. Потери при горении и смешении
в камере сгорания...............38,9
Итого
..............100 Итого
........................100
Здесь наибольшая потеря происходит вследствие необратимости
сгорания топлива и особенно необратимости процесса смешения горя-
чих газов с относительно холодным воздухом, что требуется для сниже-
ния температуры газов перед турбиной. Путь к снижению этой потери,
как будет далее показано, — повышение температуры газа перед тур-
биной. При этом уменьшается количество воздуха, поступающего для
смешения. Потеря работоспособности при сгорании может быть умень-
шена введением регенеративного подогрева воздуха, поступающего пос-
ле сжатия в компрессоре в зону горения камеры сгорания.
Сравнение балансов ГТУ и дизеля показывает, что преимущество
дизеля вследствие высокой температуры при сгорании несколько те-
ряется из-за необходимости его охлаждения. Разница в потерях при
сгорании и с охлаждающей водой в дизеле (21,9 + 12,7 = 34,6%) и
при сгорании в ГТУ (38,9%) относительно невелика. Основное расхож-
32
дение, как видно, приходится на потерю работоспособности с отрабо-
тавшими газами, которая в ГТУ значительно больше, чем в дизеле,
ввиду большого количества газов, приходящихся на 1 кг топлива.
Аэродинамические потери в ГТУ вместе с механическими несколько
меньше, чем в дизеле, а потери на охлаждение отсутствуют.
На рис. 13 представлены тепловой и эксергетический балансы сво-
бодно-поршневого генератора газа (СПГГ) GS — 34 [1]. Как видно,
и здесь распределение потерь существенно различается для обоих ба-
лансов. Эксергетический баланс устанавливает главнейшие источники
потерь в СПГГ с точки зрения преобразования тепла в работу, а именно
необратимость горения (29,2%), аэродинамические потери при продув-
ке и выпуске газов (13,8%), потери в компрессоре (8,3%).
Таким образом, эксергетический метод, вытекающий из второго за-
кона термодинамики, позволяет более глубоко изучить вопросы прев-
ращения тепла в работу. Учитывая большое практическое значение это-
го метода для исследования процессов локомотивов, мы привели ранее
основные термодинамические обоснования его.
При оценке эффективности локомотивной ТЭУ необходимо знать
материальный баланс установки, позволяющий определить количество
рабочего тела, участвующего в процессе, и его утечки, а также баланс
мощности, устанавливающий соотношение между вырабатываемой мощ-
ностью и мощностью, расходуемой на собственные нужды установки.
Выбор типа локомотивной ТЭУ, оптимальных параметров ее и
методов эксплуатации должен быть сделан на основе технико-эконо-
мического анализа. Естественно, что ориентировка только на к. п. д.
без учета стоимости установки и эксплуатационных издержек не мо-
жет быть оправдана.
Глава III
ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ГЕНЕРИРУЮЩИХ УСТАНОВОК
И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ
ЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ ТЯГИ
§7. ИСТОЧНИКИ ЭЛЕКТРОСНАБЖЕНИЯ
ЭЛЕКТРИФИЦИРОВАННЫХ ЖЕЛЕЗНЫХ ДОРОГ
Электрическая тяга является прогрессивным видом тяги на желез-
ных дорогах СССР, что вытекает из крупных народнохозяйственных
преимуществ электрификации железных дорог нашей страны. Можно
отметить, что перспективы электрической тяги предвидятся при обо-
зримых ныне возможностях наиболее достоверно, так как электрифи-
кация дорог связана закономерно с развитием электрификации
всей страны и ее электроэнергетической базы. Источником централи-
зованного электроснабжения электровозов служат энергосистемы,
объединяющие несколько тепловых, гидростанций и атомных электро-
станций.
В стране действует свыше 93 энергосистем. Подавляющее большин-
ство из них включено в крупные объединения.
В настоящее время [28] на территории страны действуют 11 круп-
ных объединенных энергосистем. Восемь из них связаны между собой
и образуют Единую энергетическую систему СССР (ЕЭС). Общая мощ-
ность ее на 1 января 1976 г. составила 150 млн. кВт. Выработка электро-
энергии на 1 января 1976 г. достигла 1036 млрд. кВт-ч. За девятую
пятилетку протяженность электрифицированных магистралей в нашей
стране возросла примерно на 4,8 тыс. км.
В десятой пятилетке намечено создать и ввести в промышленную
эксплуатацию линии электропередачи сверхвысокого напряжения
1150 кВ переменного тока протяженностью 300 км и 1500 кВ посто-
янного тока (Экибастуз—Центр) протяженностью 2400 км. Длина
линии напряжением 750 кВ будет увеличена за указанный период
до 1840 км.
Созданы сложные комплексы высоковольтного преобразователь-
ного полупроводникового электрооборудования на напряжение
1150 кВ переменного тока и 1500 кВ постоянного тока, которые созда-
дут возможность транспортирования большого количества электро-
энергии на расстояния 3—3,5 тыс. км. Предполагается до 1980 г. ввод
в действие мощностей на электростанциях в размере 67—70 млн. кВт,
в том числе на атомных 13—15 млн. кВт; продолжение строительства
тепловых электростанций мощностью 4—6 млн. кВт с установкой энер-
гетических блоков мощностью 500—800 МВт, атомных электростан-
ций с реакторами единичной мощности 1—1,5 млн. кВт; освоение
производства турбогенераторов мощностью 1000—1200 МВт для теп-
ловых электростанций, генераторов мощностью 640 МВт для гидро-
34
электростанций, комплексов высоковольтного оборудования для ли-
ний электропередачи постоянного тока напряжением до 1500 кВ и
переменного тока до 1150 кВ.
Доля атомных и гидростанций в общем вводе новых мощностей по
производству электроэнергии возрастет за 1976—1980 гг. почти до 40%
по сравнению с 22% в девятой пятилетке.
Среди тепловых имеются районные электростанции конденсацион-
ного типа (КЭС), которые вырабатывают электрическую энергию путем
применения чисто конденсационных турбин, и теплоэлектроцентрали
(ТЭЦ), на которых используются теплофикационные турбины, поэтому
наряду с электрической энергией они дают также теплоту, используе-
мую во многих отраслях народного хозяйства.
Централизованное теплоснабжение для производственных и быто-
вых нужд, основанное на выработке электрической энергии и тепло-
ты комбинированным методом (теплофикация), является одним из
важнейших методов экономии топлива. Оно осуществляется у нас
в стране в широких размерах.
Большое значение для снижения себестоимости электроэнергии
имеет использование запасов гидроэнергии.
На действующих гидроэлектростанциях себестоимость 1 кВт-ч
почти в 4 раза ниже средней себестоимости 1 кВт-ч на районных
тепловых электростанциях.
Предусматривается более полно использовать гидроэнергетические
ресурсы восточных районов страны путем строительства высоковольт-
ных гидроузлов, комплексно решающих проблемы энергетики, ирри-
гации, судоходства и водоснабжения.
Увеличение общей мощности электростанций, на 1980 г. намеченное
введение мощности АЭС в размере 13—15 млн. кВт приведет к 7%
общей мощности электростанций.
Для обеспечения экономической эффективности электрической тяги
большое значение имеет снижение расхода электрической энергии на
единицу перевозочной работы и стоимости ее, так как известно, что
значительная доля себестоимости перевозок приходится на стоимость
электроэнергии.
Схема питания электровоза электрической энергией показана на
рис. 14.
При оценке энергетического уровня электрической тяги (см. § 38)
нельзя рассматривать получаемую из системы готовую электрическую
энергию для питания электровозов как «обезличенную», независимо от
методов преобразования первичных энергетических ресурсов в электри-
ческую энергию и вида используемых ресурсов (тепла топлива, энергии
воды и др.). Использование «обезличенной» энергии может иметь место
только при нормировании и оценке удельных расходов электроэнергии
на единицу перевозочной работы, отражающих лишь техническое со-
вершенство подвижного состава и уровень организации перевозочного
процесса.
Для оценки народнохозяйственной эффективности использования
топлива на электрическую тягу, особенно при сравнении разных видов
тяги, требуется рассмотрение всего цикла преобразования энергии пер-
2* 35
co
о
Рис. 14. Схема электроснабжения электрифицированного участка железной дороги от гидроэлектростанции:
/ — гидроэлектростанция; 2 — линия электропередач 110 кВ; 3 —вводы ПО кВ на тяговую подстанцию; 4 — разъединитель; 5 —
выключатель; 6 — понижающий трансформатор; 7 — распредустройство 10 кВ; « — трансформаторы выпрямителей; 9 — здание
тяговой подстанции и дистанции контактной сети; 10 — питающие и отсасывающие линии; // — контактная сеть
вичных ресурсов в работу, начиная от генерации электрической энер-
гии на электростанции и кончая использованием конечной энергии на
локомотиве.
В некоторых случаях может представить интерес оценка эффектив-
ности использования для нужд тяги природных энергетических ресур-
сов с учетом их добычи, распределения, транспортировки. Необходима
увязка с перспективами развития энергетики страны.
При анализе и решении вопросов эффективности использования
энергетических ресурсов для нужд электрической тяги следует четко
сформулировать задачу. Наиболее характерными из возникающих за-
дач являются следующие две:
оценка энергетического уровня электрической тяги и перспективы
его повышения, которая делается для условно принимаемых надлежа-
щих показателей современного уровня генерирующей электростанции
и системы передачи электроэнергии или для данных, ожидаемых на
перспективу;
определение эффективности преобразования энергоресурсов в ко-
нечную энергию перемещения грузов, исходя из условий конкретной
энергосистемы, питающей электрическую тягу и линии электропереда-
чи; здесь приходится рассматривать фактическую долю выработки для
энергосистемы электрической энергии на базе КЭС, ТЭЦ и гидростан-
ций.
Применение, например, среднего показателя эффективности ис-
пользования энергетических ресурсов для энергосистем может привести
к неточностям, так как средний показатель по энергосистемам в отдель-
ных случаях отличается весьма значительно от к. п. д. для конкретной
энергосистемы, особенно в связи с долей выработки электроэнергии
наиболее эффективным путем на ТЭЦ. Влияние этого фактора заметно
возрастает в связи с условно принятым отнесением на ТЭЦ всей эко-
номии топлива от комбинированной выработки электроэнергии и
теплоты на долю электроэнергии.
Исследуются меры рециркуляции горячих газов МГД-генераторов,
при которой последний сможет осуществить полную мощность путем
срабатывания наибольшего перепада температур без сочетания с тра-
диционным двигателем.
Разработаны различного рода солнечные установки для энергети-
ческого использования радиации солнца.
Пока еще остаются открытыми вопросы, связанные, по опубли-
кованным зарубежным данным (США), с долговечностью установок,
управлением, сооружением крупных конструкций в Космосе (напри-
мер, антенны диаметром около одного километра) и безопасностью
сверхвысокочастотной радиации.
В настоящее время уже имеется в эксплуатации значительное ко-
личество геотермальных электростанций (СССР, Италия, США, Япо-
ния, Новая Зеландия, Мексика). Источники энергии подземного тепла
в СССР имеются на Дальнем Востоке, Кавказе, Западной Сибири, Сред-
ней Азии, Казахстане.
На Южной Камчатке работает геотермальная электростанция
мощностью 5000 кВт на подземном водяном паре. В направлении
37
создания крупных геотермальных электростанций в СССР имеются
большие возможности и ведутся работы.
Следует также отметить, что вопрос об увеличении начальной тем-
пературы пара для паровой турбины электростанции вышеуказанной
ранее и соответственно к. п. д. паротурбинной установки нельзя считать
снятым с повестки дня. Имеются в виду возможности повышения в пер-
спективе уровня развития металлургии и энергомашиностроения.
С целью преодоления рассматриваемой трудности в отношении повыше-
ния к. п. д. паротурбинной установки является актуальной надстройка
ступени высокой температуры в бинарном цикле с паровой турбиной
в нижней ступени при достигнутой для нее температуре пара. В связи
с этим у нас успешно решена проблема парогазовых установок путем
надстройки, содержащей газовую турбину. Благодаря этому повышает-
ся температурный уровень подвода тепла в цикле и достигается высо-
кий к. п. д. парогазовой установки. Особенно большой практический
интерес в этом направлении представляет указанная надстройка магни-
то-гидродинамической генераторной установки.
Преобразование энергии топлива в работу на тепловозах и газо-
турбовозах. Этот процесс происходит целиком в ТЭУ, расположенной
на самом локомотиве, т. е. изолированно работающая ТЭУ предназна-
чена для электроснабжения только данного локомотива, поэтому по-
следний относится к типу автономных локомотивов. Существенным для
автономных локомотивов является вопрос об источнике энергии для
привода механизмов собственных нужд и вспомогательных установок
при работе ТЭУ под нагрузкой, на холостом ходу и при пуске ее, а так-
же для централизованного обеспечения состава электроэнергией и теп-
лом. Решение задачи электроснабжения поезда, особенно пассажирско-
го, требует, чтобы были увязаны источники энергии для нужд тяги
и электроснабжения состава.
Несомненно и при наиболее бурном развитии электротяги будет
существовать автономная тяга. Однако в условиях соревнования видов
тяги на железнодорожном транспорте это, очевидно, потребует макси-
мального повышения энергетического уровня автономного локомотива.
В этом отношении можно отметить некоторые благоприятные условия
потенциального развития газотурбинного локомотивного двигателя.
К ним относится возрастающее быстрыми темпами применение высоких
температур газа перед газовой турбиной. При температуре 1200° С
достигнут, например, в стационарной газотурбинной установке к. п. д.
порядка 55%. Газотурбинный локомотивный двигатель допускает
большую единичную мощность, что важно в связи с предвидимым уве-
личением скорости движения на железнодорожном транспорте и массы
поезда. Однако все же есть ограничения в отношении выбора для локо-
мотива простой схемы газотурбинного двигателя, связанные с невысо-
кой тепловой экономичностью при характерных для него режимных
условиях работы с недогрузкой и особенно на холостом ходу. Кроме
того, затрудняется применение менее дефицитного жидкого топлива
при высоких температурах газа перед турбиной.
Некоторые ограничения для тепловозного дизеля связаны невоз-
можностью дальнейшего совершенствования традиционного термодина-
38
мического цикла за счет «собственных сил» и существенного повышения
единичной мощности двигателя.
Большое значение для повышения к. п. д. и единичной мощности
теплоэнергетической установки автономных локомотивов могут иметь
в будущем мероприятия по утилизации отработавшего тепла для отоп-
ления вагонов (см. главу 7) и возможно в виде транспортных энерго-
технологических процессов в комплексной увязке, например, с сель-
ским хозяйством.
Задаче утилизации тепла следует уделить большое внимание, имея
в виду необходимость полнее использовать в народном хозяйстве вто-
ричные топливно-энергетические (побочные) ресурсы.
§ 8. К. П. Д. ПАРОТУРБИННОЙ
КОНДЕНСАЦИОННОЙ ЭЛЕКТРОСТАНЦИИ
Для оценки энергетического уровня электрической тяги и перспек-
тив его повышения следует предварительно рассмотреть показатели
совершенства генерации электрической энергии на электростанциях.
К. п. д. электростанции (брутто), использующей химическую энер-
гию топлива, определяется из выражения [7, с. 138]
860ЭГОД 860Гэ
Пс =-----------=-------—
BrOflQP BQP
или в системе
3600 Эгод 3600 w9
--------=---------. (66)
Br°AQP £Р
Удельный расход тепла (на 1 кВт-ч)
860 ккал 3600 кДж
qc =----=------- -------или qc= --------=-----------—. (67)
7 цс (кВт-ч) 7 Гэ Пс (кВт-ч) V
Удельный расход топлива
, В 860 кг < В 3600 кг
о =----=---------------или b =-----=--------------. (68)
Гэ QP Лс (кВт.ч) №э QP1lc (кВт-ч)
Обычно удельный расход выражают в условном топливе (теплота
сгорания 7000 ккал/кг или 29 330 кДж/кг)
<v 860 0,123 кг 1, Ьу = = — , Д 7000г]с Т]с (кВт-ч) или на 1 МДж: Ьу = 103 ; 29 330т)с г _ 3600 _ 0,123 кг 29 330т]с т]с (кВт-ч) 0,0341 кг 1)с МДж
39
Здесь — электрическая мощность на зажимах генераторов , кВт;
В — часовой расход топлива, кг/ч;
Вгод — годовой расход топлива, кг/год;
— теплота сгорания топлива по низшему пределу, ккал/кг
или кДж/кг;
Эг°д — годовая выработка электроэнергии, кВт-ч.
К. п. д. электростанции (брутто) можно выразить также в виде про-
изведения
Пс = ПРЪЛмПгПк.уПп.р Пп-т, (71)
где — термический к. п. д. установки, зависящий от ее фи-
зических параметров (давления и температуры пара
перед турбиной, давления в конденсаторе, темпера-
тур питательной воды);
ЛогЛм'Пг — произведение к. п. д., учитывающих тепловые, меха-
нические и электрические потери в турбогенераторе;
Лк.у Лп.рЛп.т — произведение к. п. д., отражающих потери в котель-
ной установке, паропроводах и питательных трубо-
проводах.
Относительный электрический к. п. д. современного конденсацион-
ного турбогенератора т]оэ = 'ПогЛмЛг достигает 82 —85%, при этом
к. п. д. электрического генератора г]г = 97 4- 99%, а механический
к. п. д. т|м = 96 4- 98%.
К. п. д. котельной установки достигает90%, а в отдельных случа-
ях— 93% (при глубоком охлаждении уходящих из котла газов).
К. п. д. трубопроводов с учетом утечек рабочего тела, которые могут
иметь место в эксплуатации, составляет 96—97%.
К. п. д. электростанции нетто учитывает, помимо перечисленных
потерь, расход электроэнергии и пара на собственные нужды станции,
поэтому в формулу надо подставить количество отпущенной с электро-
станции энергии Ц7°тп:
н_ 860№°тп _ 3600№°тп
Пс SQS
а в выражение (71) добавить в виде множителя коэффициент
Лс.Н — Лс.нЛс.Н,
где коэффициент
учитывает расход электрической энергии на собственные нужды,
а Пс.н = 1 - Кут - Кс.н (74)
учитывает расход пара на собственные нужды установки, а также на
утечки.
40
Таким образом,
Пс = П/ПогПмПг'Пк.уЛп.рПп.тПс.н- (75)
Расходы энергии на собственные нужды конденсационной электро-
станции составляют около 5% при работе на жидком и газообразном
топливах и до 7% при работе на твердом топливе. Рассмотренные пока-
затели экономичности определяются для расчетного режима установ-
ки, который соответствует наиболее высокому к. п. д. турбогенератора
при его расчетной, или экономической, мощности №э* Номинальная
мощность W* турбогенератора — это максимальная мощность (100%),
которую он в состоянии длительно развивать. При отклонении мощно-
сти от расчетной возрастают удельные расходы тепла и соответственно
снижается к. п. д. установки.
Важнейшим средством для увеличения к. п. д. современной паро-
турбинной установки является повышение давления и температуры
пара перед турбиной, что основано на термодинамическом принципе
увеличения средней температуры, при которой подводится тепло в
цикле (§ 3).
Повышение начальных параметров пара способствует также созда-
нию паровых турбин большой единичной мощности. Наибольшие за-
труднения происходят из-за ограниченных возможностей пропуска
больших количеств пара через последние ступени турбины. Вследствие
этого приходится увеличивать располагаемую мощность каждого кило-
грамма пара, что достигается повышением давления и температуры па-
ра перед турбиной. Повышение единичной мощности энергоагрегатов
дает существенный эффект не только в части уменьшения удельных
капитальных затрат, но и в части увеличения к. п. д.электростанции.
Однако повышение давления и температуры пара перед турбиной
требует применения высококачественного металла для изготовления
котлов и турбин, допускающего температуру свыше 565° С; а также
установки для промежуточного перегрева пара.
Решение этих проблем связано с большими трудностями, поэтому
на подавляющем большинстве строящихся электростанций большой
мощности давление пара равно 240 кгс/см2, а температура пара 540—
560° С. Агрегаты с более высокими параметрами, требующие исполь-
зования дорогих аустенитных сталей, не находят пока широкого
применения.
§ 9. ТЕПЛОВЫЕ ЭЛЕКТРОЦЕНТРАЛИ (ТЭЦ)
На теплоэлектроцентрали (рис. 15), как говорилось, вырабатывает-
ся комбинированным способом электрическая энергия и тепло для
централизованного снабжения производственных и бытовых потреби-
телей.
В более общем случае рассматривается работа потока пара, отби-
раемого из турбины с конденсацией для использования на бытовые
и производственные нужды (так называемый теплофикационный по-
41
а) 6)
Рис. 15. Установка для комбинирован-
ной выработки электрической энергии
и тепла:
а — простейшая схема; б — термодинами-
ческий цикл в диаграмме Ts\ I — котел;
2 — пароперегреватель; 3 — турбина с про-
тиводавлением; 4 — электрогенератор; 5 —
потребитель тепла; 6 — насос
ток). Турбина с конденсацией и от-
бором пара является основным теп-
ловым двигателем ТЭЦ.
В паротурбинной установке, ра-
ботающей по конденсационному
циклу, значительная часть тепла
топлива теряется. Это тепло уно-
сится с охлаждающей водой и со-
ставляет 55—70% тепла топлива.
Стремление снизить температуру
отводимого пара до значений, близ-
ких к температуре окружающей
среды, не позволяет полезно ис-
пользовать огромное количество
тепла.
В комбинированном цикле дав-
ление пара на выходе из турбины
повышают, чтобы увеличить его температуру до значений, необходи-
мых для удовлетворения тепловых потребителей. При этом полезная
работа в турбине уменьшается, однако тепло отработавшего пара полез-
но используется. Выигрыш в тепле значительно больше, чем потеря,
обусловленная уменьшением работы. В такой установке единственны-
ми окончательными потерями являются механические и электрические
потери в турбогенераторе, потери в котле, расходы электроэнергии
на собственные нужды станции.
Коэффициент использования топлива при выработке электрической
энергии комбинированным способом после вычета тепла, отпущенного
потребителям,
Лэл = ЛмЛгЛс.н Лк.у-
Комбинированная выработка энергии обеспечивает значительную
экономию топлива и является одним из ведущих направлений разви-
тия энергетики в СССР. В ближайшие годы на ТЭЦ предвидится вы-
работка комбинированным способом 18—20% всей электроэнергии, про-
изводимой тепловыми районными электростанциями. Следует отметить,
что возрастание единичной мощности и параметров пара имеет место
также для теплофикационных турбин. В настоящее время осваиваются
впервые в мире созданные в СССР паровые турбины с отбором пара на
сверхкритические параметры мощностью 250 МВт. Внедрение указан-
ных турбин способствует обеспечению значительного эффекта.
Оценим выгоду комбинированного цикла по сравнению с конденса-
ционным. Пусть в комбинированном цикле:
Э — выработка электроэнергии, кВт-ч;
Q2 — отводимое для использования тепло, ккал.
Тогда подводимое тепло равно
Q 8603 t Q2
Нм Лг Ле. н Лк.у
•к. у
(76)
42
гдет|м, rjr— механический к. п. д. турбины и к. п. д. генератора;
Лс.н — коэффициент, учитывающий расход энергии на собствен-
ные нужды;
Лк.у — к. п. д. котельной установки ТЭЦ.
Для получения той же работы Э в установке, работающей по кон-
денсационному циклу, необходимо подвести тепло
8603
=-----------•
Л" уПс.нЛк.у
где л?.у — к. п. д. турбинной конденсационной установки.
Кроме того, нужно дополнительно подвести тепло ф2/Лк.у Для удов-
летворения тех же тепловых нужд, где Лк.у — к. п. д. котельной уста-
новки; это может быть специальная котельная для теплоснабжения.
Суммарный расход тепла в конденсационном цикле
Qp =----—------н—(77)
Лт. у Лс. и Лк. у <у
Отсюда выигрыш тепла при комбинированной выработке электри-
ческой энергии и тепла
^к = Qp—QT =
= 860Э (-------------------------\ + q2 / _!--!_ А > о,
\ Лт. у Лс. н Лк. у Лм Лг Лс. н Лк. у / \ Лк. у Лк. у /
(78)
так как T]t. у Т]с. н < Лм Лг Лс. н, Лк. у ~ Лк. у, И как обычно, Лк. у < Лтк. У •
Приняв для простоты
п т
Лк. у = Лк. у = Лк. у
получим
эк=8боэ (—!----------------5------— =
\Л?.уЛс. н ЛмЛгЛс. н
= 860eQ2 (----!------------!---\ ,
\ л?, у Лс. Лм Лг Лс. Н / Лк. у
э
где е =-----.
Q2
(79)
(80)
Отсюда следует, что при Лт.у = const и Q2 = const экономия тем
больше, чем больше 8, которое является характерным показателем и
называется удельной выработкой энергии. Увеличение удельной вы-
работки 8 имеет место, когда при одних и тех же конечных параметрах
пара повышаются начальные параметры или, наоборот, при одинако-
вых начальных параметрах уменьшаются конечные параметры пара.
Из выражения (80) вытекает также, что повышение количества исполь-
43
зуемого тепла увеличивает экономию топлива при комбинированной
выработке энергии.
На практике потребление электрической энергии растет значитель-
но быстрее, чем потребление тепла, поэтому огромная потребность в
электрической энергии для народного хозяйства покрывается в значи-
тельной мере установками конденсационного типа с к. п. д. т]* у. По-
следний достиг, как уже указывалось, высоких значений и с его даль-
нейшим повышением, как видно из выражения (80), уменьшается эконо-
мия от применения установок комбинированного цикла. В связи с этим
особенно необходимо увеличивать количество используемого тепла, что-
бы теплофикация, основанная на централизованном теплоснабжении
при комбинированной выработке энергии, была эффективной. Таким
образом, для дальнейшего снижения удельного расхода тепла на ТЭЦ
необходимо повышать начальные параметры пара и увеличивать от-
пуск тепла.
Электрифицированная железная дорога потребляет только элект-
рическую энергию. Следовательно, при определении энергетического
уровня электрической тяги отвлеченно, по совершенству преобразова-
ния топлива особенно при сопоставлении его с уровнем автономных
видов тяги целесообразно оценивать исходя из условий электростанций,
работающих по чисто конденсационному режиму. Только в случае
определения к. п. д. электрической тяги по местным фактическим усло-
виям выработки электроэнергии возможна оценка исходя из участия
ТЭЦ в энергосистеме. При этом следует обязательно исходить из кон-
кретной энергосистемы, ввиду того что средний к. п. д. по энергоси-
стемам часто отличается весьма значительно, особенно в связи с долей
выработки электроэнергии наиболее эффективным путем на ТЭЦ.
Использование одной электрической энергии от ТЭЦ с комбини-
рованной выработкой энергии не способствует повышению к. п. д.
электрической тяги. При расчете эффективности электротяги по усло-
виям конденсационного цикла ТЭЦ, а не чисто конденсационной элек-
тростанции может иметь место даже некоторое снижение к. п. д.
электротяги по следующим причинам [8].
1. На ТЭЦ, как правило, применяют турбины с конденсацией и от-
бором пара, к которым предъявляются широкие режимные требования.
Турбогенератор с отбором пара должен обеспечивать возможность от-
бора больших количеств пара при номинальной мощности и в то же вре-
мя должен развивать номинальную мощность при чисто конденсацион-
ном режиме. Для удовлетворения этих требований необходимы увели-
ченные пропускные способности частей высокого (ЧВД) и низкого дав-
ления (ЧНД) турбины, что приводит, особенно при недогрузках, к по-
вышенным потерям в турбогенераторе по сравнению с однопоточным
турбогенератором, построенным для работы с конденсацией. В то же
время от турбогенератора с отбором пара требуется достаточно высокая
экономичность. Указанные требования противоречат друг другу.
Универсальный тип турбины с расширенным пропуском пара ЧВД
в случае больших отборов и одновременно с увеличенным пропуском
ЧНД на случай работы без отбора пара мог бы быть эксплуатационно
44
наиболее гибким с точки зрения удовлетворения потребности в тепле
и электрической энергии. Однако такая турбина имеет меньшую эко-
номичность вследствие недогрузки ЧВД при небольших отборах и недо-
грузки ЧНД при больших отборах.
Поэтому относительный к. п. д. турбогенератора, подсчитанный
с учетом разных расходов пара в отдельных отсеках турбины, не-
сколько ниже, чем в однопоточном турбогенераторе чисто конденсаци-
онного типа.
2. Относительный расход электроэнергии на собственные нужды
на ТЭЦ больше, чем на КЭС. Это объясняется тем, что при одном и том
же расходе пара мощность теплофикационного потока пара из-за
увеличенного противодавления значительно меньше. Кроме того, до-
бавляется расход энергии на привод насосов, обслуживающих сеть
теплоснабжения.
3. В некоторых случаях давление в конденсаторе по экономическим
соображениям, связанным с режимом работы, выбирается более высо-
ким, чем в чисто конденсационной турбине. Это, как известно, снижает
термический к. п. д. установки.
Все сказанное не следует понимать как довод против использова-
ния преимуществ ТЭЦ в энергосистеме для электроснабжения желез-
ных дорог. Речь идет лишь об условиях преобразования энергии на
ТЭЦ, которые нужно учитывать при оценке энергетического уровня
электрической тяги. В целом же ТЭЦ в системе электроснабжения
очень прогрессивна. Несомненна ее положительная общегосударствен-
ная роль в снижении расхода топлива при комбинированной выработке
энергии и, следовательно, средней себестоимости электроэнергии
в данной энергосистеме, исходя из которой устанавливается тариф для
электрифицированного железнодорожного транспорта.
Здесь необходимо учесть также следующее.
При комбинированной выработке энергии на ТЭЦ вопрос о распреде-
лении израсходованного топлива между произведенной электрической
энергией и теплом не имеет однозначного решения. К наиболее простым
решениям относятся два предельных случая.
1. Расход топлива на отпускаемое тепло принимается для условий
получения его от котла при к. п. д. нетто т]£.у, к. п. д. теплообменников
т]п и к. п. д. трубопроводов т]тр:
Вт=-------. (81)
Си л", у Лп лтР
Остальное топливо
В — Вт = Вэ (82)
считается израсходованным на выработку электрической энергии.
При этом условный удельный расход топлива
& 2э__Л£_.
3 Гэ (кВт-ч)
45
Этот метод применяется в течение многих лет для электростанций
СССР при составлении отчета и планировании расходов топлива.
В данном случае вся экономия, полученная благодаря комбинирован-
ной выработке энергии, относится на долю электроэнергии.
При таком распределении расходов топлива коэффициент исполь-
зования тепла для выработки электрической энергии в теплофикацион-
ном потоке, рассматриваемом изолированно, равен (обозначения см.
на рис. 6):
Пэл = = Пм Пг Пс н % у (826)
(11 —12)
При т]м = 0,97, г|г = 0,97, т]с.н = 0,9 и т)к-у = 0,9
находим г|эл = 0,97-0,97-0,9-0,9 = 0,76.
Удельный расход тепла
860 860 11ОП ккал
<7Э =----=-----= 1130 -------.
Пэл 0,76 (кВт-ч)
Удельный расход условного топлива
b = —_—=—§60— = 0 162 —кг—
э Пэл-7000 0,76-7000 (кВт-ч)
Исходя из принятого метода распределения расходов топлива на
ТЭЦ, определим тепловую эффективность теплофикации. Пусть вся
производимая энергия на ТЭЦ составляет 40% электроэнергии, выра-
батываемой на тепловых районных конденсационных электростанциях;
35% этого количества вырабатывается комбинированным путем.
Если суммарную выработку электроэнергии принять за 100%, то
получится следующее распределение:
доля энергии, вырабатываемой чисто конденсационным способом,—
71,5% (при к. п. д. 35%);
доля энергии, вырабатываемой конденсационным способом на
ТЭЦ, — 18,5% (при к. п. д. 26%);
доля энергии, вырабатываемой комбинированным способом, —
10% (при условном к. п. д. 76%).
Отсюда средневзвешенный к. п. д. выработки энергии 0,715 X
X 0,35 + 0,185 • 0,26 + 0,10 • 0,76 = 0,369.
Повышение к. п. д. благодаря теплофикации по сравнению с к. п. д.
чисто конденсационных электростанций
д 0,369-0,Э5 100=54о/
0,35
Средневзвешенный к. п. д. выработки электроэнергии на чисто
конденсационных электростанциях и конденсационным способом на
ТЭЦ
0,715-0,35+0,185-0,26 inn___со RQ/
46
При этом средневзвешенный удельный расход топлива
Ь* ср =------------= 0,378 кг (кВт-ч).
р 0,326-7000 v ’
2. Расход топлива на производство электрической энергии прини-
мается для условий конденсационной выработки. При этом
П 860№э
Пс Q5
Остальное топливо
В — вэ = вт
(83)
(84)
считается израсходованным на отпускаемое тепло.
Это второй предельный случай. Все промежуточные варианты не
имеют существенных преимуществ и только усложняют расчеты.
Принятый выше удельный расход топлива 162 г/(кВт-ч), соответст-
вующий коэффициенту теплоиспользования 76%, является условным.
Подчеркнем еще раз, что в соответствии с принятым методом распре-
деления топлива вся экономия, которая получается в результате ком-
бинированного производства энергии, идет на уменьшение удельных
расходов топлива, на выработку электрической энергии и, следователь-
но, на снижение ее себестоимости.
В дополнение к сказанному по поводу оценки энергетического уров*
ня электрической тяги, питаемой током от ТЭЦ, показатель энергети-
ческого уровня электротяги, основанный на удельном расходе при
комбинированной выработке, носил бы сугубо условный характер. Это
объясняется не только условностью распределения расхода топлива
между электрической энергией и теплом, но и влиянием соотношения
в системе электроэнергии, производимой конденсационным и комбини-
рованным способом, которое зависит от количества отпускаемого тепла
ТЭЦ, вырабатывающих энергию комбинированным способом. Естест-
венно, последнее обстоятельство не характеризует термодинамическое
совершенство преобразования тепла в электрическую энергию на ТЭЦ,
а является лишь внешним фактором электропотребления в системе.
§ 10. ГИДРАВЛИЧЕСКАЯ ЭЛЕКТРОСТАНЦИЯ
Участие гидроэлектростанций в электроснабжении электрифици-
рованных железных дорог способствует повышению эффективности
электротяги. Однако, как уже указывалось, это не может найти отра-
жения в к. п. д. электротяги, отнесенном к затрачиваемому топливу,
так как к. п. д. является показателем, характеризующим совершенство
преобразования тепла в электрическую энергию на электростанциях,
передачи и распределения ее и использования конечной энергии
для тяги.
47
Отметим, что при использовании только энергии гидроэлектростан-
ций для нужд электрической тяги можно было бы применять относи-
тельный энергетический к. п. д. электротяги
Л(0).эв = ЛэлЛпер ЛгэсПс.н, (85)
где Лгэс — к. п. Д- гидростанций, который является относительным,
так как определяется по отношению к работе гидростан-
ции, лишенной потерь.
При условно принятом к. п. д. электровоза т]эл = 0,75 к. п. д. пе-
редачи электроэнергии т]пер = 0,96, коэффициент собственных нужд
станции т]с.н = 0,997 и т]гэс = 0,9, относительный к. п. д. электротяги
г1(о).эв = 0,65 (65%). Это означает, что 35% располагаемой энергии
воды составляют потери при генерации электроэнергии, передаче ее
и преобразовании на электровозе. Однако величина относительного
к. п. д. несопоставима с к. п. д. (абсолютным) электрической тяги, ос-
нованным на преобразовании тепла топлива. Определение же средне-
го к. п. д. электротяги, исходя из тепла топлива и энергии воды, когда
электрическая тяга питается от тепловых и гидравлических электро-
станций, лишено смысла.
Необходимо отметить, что в статистических справочниках ООН
и некоторых других материалах по мировому потреблению топливо-
энергетических ресурсов гидроэнергия пересчитывается на топливо,
исходя из 125 г условного топлива на 1 кВт-ч.
Подобный эквивалент, естественно, носит условный характер
(см. § 38).
§ 11. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ
ЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ ТЯГИ
Для оценки энергетической эффективности электрической тяги при-
меняют два показателя: удельный расход энергии, отнесенный к едини-
це перевозочной работы (104 ткм брутто), и к. п. д. электрической
тяги.
Удельный расход электроэнергии практически удобен и принят как
нормативный показатель. Как было отмечено в § 7, здесь имеется в виду
«обезличенная» электроэнергия независимо от методов ее генерации
и передачи к участку электротяги. Рассчитать этот показатель можно
путем перевода механической работы локомотива в перевозочную
[6, с. 211:
«9 =-----------/(1 + Д1)(1 + Да) =
427.860ПРл
= ЛИ/(1 + д1)(1 + д2) (кВт-ч)/104 ткм (брутто), (86)
Лэрл
48
где т]эл — расчетный к. п. д. электровоза как приемника электри-
ческой энергии; так как удельный расход исчисляют по
всей отпущенной электроэнергии из системы, то этот
к. п. д. должен учитывать, помимо потерь в самом элект-
ровозе, также потери энергии на участке от места при-
соединения к системе до электровоза (потери на тяговой
подстанции и в контактной сети) и расходы электроэнер-
гии на собственные нужды электровоза;
I — коэффициент перевода механической работы локомотива
в перевозочную, определяемый по среднему эквивалент-
ному сопротивлению;
1 + — коэффициент, учитывающий увеличение удельного рас-
хода энергии вследствие недогрузки двигателей локомо-
тива, включая их работу на холостом ходу; можно
принять приближенно исходя из прямолинейной расход-
ной характеристики
1 + Ai = -y-—Х+1, (87)
здесь % = 0,02 4- 0,05 — коэффициент расхода электроэнергии
при холостом ходе двигателей локомотива;
f — коэффициент нагрузки двигателей;
1 + Д2 — коэффициент, учитывающий дополнительный расход
энергии на стоянках, при маневрах, вследствие измене-
ния климатических условий, на пуск вспомогательных
двигателей; Д2 ~ 0,05.
Для расчетного режима
= ---(кВт-ч)--- (88)
ТКМ (брутто)
Коэффициент / = 30 означает, что на 104 ткм брутто перевозочной ра-
боты затрачивается 30 ткм механической работы локомотива
I = Рс — = 10Рс--------, (89)
Юз с 104 ткм (брутто)
где Рс — среднее эквивалентное сопротивление движению поезда
в виде отношения сопротивления к массе, кгс/т; для сухо-
путного транспорта эта величина с ростом скорости движения
увеличивается довольно быстро. Здесь играет большую роль
сопротивление воздушной среды, достигающее на больших
скоростях значительной величины. Как известно, оно при-
близительно пропорционально площади поверхности движу-
щегося транспорта и квадрату скорости при данной плот-
ности воздуха. В качестве примера приводим изменения
отдельных элементов, составляющих основное сопротивле-
ние, [29].
43
Таблица 6
Элементы сопротивления Скорость, км/ч
30 | 40 | 50 60 | 70 | 80 90 | 100
Трение скольжения в подшипниках и трение качения колес по рель- сам 1,70 1,70 1,7 1,70 1,70 1,70 1,70 1,7
Трение гребней банда- жей о рельсы и трение скольжения колес . . 0,42 0,56 0,7 0,84 0,98 1,12 1,26 1,4
Сопротивление воздуш- ной среды 0,18 0,32 0,5 0,72 0,98 1,28 1,62 2,0
Итого 2,30 2,58 2,9 3,26 3,66 4,10 4,58 5,1
Доля воздушного сопро- тивления в % от общей величины сопротивле- ния 7,8 12,5 17,2 22,0 26,8 31,1 35,4 39,2
Естественно, если поезд имеет достаточно обтекаемую форму, то
благодаря снижению воздушного сопротивления величина Рс умень-
шается. Для практических средних скоростей движения поезда,
имевших место в последнее время, среднее эквивалентное сопротив-
ление Рс составляет (в кгс/т):
На легких профилях...................................2,5—3,0
То же на средних.....................................4—4,5
На трудных...........................................5 и более
Отдельные слагаемые основного удельного сопротивления при
изменении скорости приведены в табл. 6.
Годовая перевозочная работа локомотива выражается в 104 ткм
следующим образом:
п __ 75 • 3600 NzQ ef _ 0,27Nz^f
106 / ~ /
где vx — средняя ходовая скорость, км/ч;
Q — масса поезда брутто, т;
N— номинальная мощность на ободе, л. с.;
f — средний коэффициент нагрузки локомотива по мощности,
развиваемой двигателем;
— число часов работы локомотива в году;
8 — отношение времени чистого движения ко всему времени ра-
боты.
Здесь механическая работа локомотива
т 75-3600NzQzf г
£л =---------= 0,27Wzo ef ткм.
л ю6 0 '
50
Удельный расход электроэнергии, отпускаемой из энергосистемы,
не позволяет сравнивать по экономичности различные виды тяги, на-
пример электровоз с автономным локомотивом, на котором непосред-
ственно происходит процесс преобразования тепла топлива в работу.
Кроме того, «обезличивая» электрическую энергию, отвлекаясь от
условий ее генерации на станции и вида первичных энергетических
ресурсов (топливо, гидроэнергия), мы лишаемся возможности опреде-
лять пути повышения совершенства использования топлива, расходуе-
мого на электрическую тягу (см. § 38).
Следует отметить, что имеющий место возврат энергии в контакт-
ную сеть за счет рекуперативного торможения в размере 1 млрд.
100 млн. кВт-ч составляет 2,5% общего расхода электроэнергии на
электротягу. Этот фактор повышает уровень энергетических показа-
телей расходуемой электрической энергии.
Для оценки энергетической эффективности (энергетического уров-
ня) электротяги и перспектив ее повышения служит к. п. д. электро-
тяги, представляющий отношение полезной работы электровоза к теплу
затраченного топлива.
При одном источнике, питающем энергией электровоз, к. п. д.
электрической тяги определяется из выражения
Лэв = ЛэлЛпер Лс» (90)
где т]эл — к. п. д. электровоза (нетто) на ободе движущих колес, учи-
тывающий также потери в контактной сети и на тяговых под-
станциях;
Лс — к. п. д. электростанции нетто при выработке электроэнер-
гии чисто конденсационным способом.
Коэффициент
Лэл = Лэ Лк-с Лт,
Здесь т]э — к. п. д. собственно электровоза;
Лк.с — к- п- Д- контактной сети;
Лт — к. п. д. линии передачи энергии от шин электростанции
до места присоединения электрифицированного участка.
Коэффициент
Лс = Лс Лс.н,
где Лс.н — коэффициент, учитывающий собственные нужды электро-
станции.
При параллельной работе нескольких источников электрической
энергии энергетический к. п. д. электротяги может быть определен
по формуле
Лэв ~ Лэл 2 Ливр (г) Лс (0> (91)
1
где п — число источников электроэнергии;
— доля расхода тепла топлива от общего расхода в системе.
При достигнутом в настоящее время к. п. д. паротурбинной конден-
сационной электростанции т]с = 0,43, г]с.н = 0,93, т]пер = 0,96, рас-
51
четном к. п. д. собственно электровоза переменного тока г]э = 0,82,
?)к.с = 0,975 и г|т = 0,98 получаем расчетный к. п. д. электрической
тяги:
Лэв = ПэлПпер Пс = 0,82-0,975-0,98-0,96-0,43-0,93 = 0,30 (30%).
Потери при добыче, переработке и транспортировке топлива до
электростанции здесь не рассматриваются.
Процесс передачи и распределения электрической энергии неразрыв-
но связан с процессом ее производства. Совершенство этого процесса
влияет на экономичность электрической тяги. К. п. д. линии передачи
энергии обычно принимается как средняя величина независимо от рас-
стояния без учета распределения потерь в отдельных звеньях энерго-
системы.
Применение показателя потерь в сетях на 1 км линии затруднено
наличием многократной трансформации электроэнергии в сетях раз-
личных напряжений. В каждом конкретном случае, естественно, поте-
ри в сетях по местным условиям можно рассчитать.
Мы видим, что энергетический уровень электрической тяги в зна-
чительной мере зависит от условий генерации электроэнергии. Повыше-
ние его, естественно, связано с совершенствованием энергетического
хозяйства страны.
Полученный расчетный к. п. д. электрической тяги т]эв = 30% сви-
детельствует о ее высоком энергетическом уровне уже в настоящее вре-
мя. Однако средний к. п. д. электротяги по реальным условиям произ-
водства электроэнергии на районных тепловых станциях, вырабаты-
вающих около 80% электроэнергии в энергосистемах СССР, еще не
достиг приведенных значений. Несмотря на снижение из года в год
удельных расходов топлива, средний эксплуатационный к. п. д. нетто
районных тепловых электростанций не превышает 33%. Следователь-
но, при прочих равных условиях средний к. п. д. электротяги равен
т)эв = 0,82-0,975-0,98-0,96-0,33 « 0,25 («25%).
Причины снижения к. п. д. электростанций от расчетного значения
заключаются в эксплуатационных отклонениях от расчетных условий
по нагрузке, параметрам, содержанию оборудования, а главное —
в применении на некоторых электростанциях низких параметров пара,
агрегатов малой единичной мощности, в отставании по техническому
уровню оборудования. В эксплуатации находится еще некоторое коли-
чество малоэкономичных турбинных и котельных агрегатов среднего
и низкого давления.
Для улучшения технико-экономических показателей электростан-
ций и энергосистем ныне быстрыми темпами внедряется новая техника.
На крупных конденсационных электростанциях устанавливаются
главным образом блоки мощностью 150 и 200 МВт с параметрами пара
130 кгс/см2 и 565° С и котлами производительностью 500 и 640 т/ч.
В эксплуатации уже находится свыше тридцати таких блоков. Изго-
товлены турбогенераторы мощностью 300 МВт с параметрами пара
240 кгс/см2 и 580° С и котлами на 950 т/ч. На Каширской ГРЭС соору-
52
Таблица 7
Мощность турбогенера- тора, МВт Параметры пара Удельный расход условного топлива, г
давление, кгс/см2 темпера- тура, °C на 1 кВт-ч выработанной энергии на 1 кВт-ч отпущенной энергии
твердое топливо жидкое топливо твердое топливо жидкое топливо
50 90 535 390 380 424 405
100 90 535 385 375 418 400
100 135 565 345 335 372 353
150 135 565 340 330 365 348
200 135 565 336 326 361 344
200 240 585 312 302 335 318
300 240 585 308 300 331 316
300 300 650 295 287 331 305
жена опытная установка мощностью 300 МВт с параметрами пара
300 кгс/см2 и 650° С. Влияние параметров пара и единичной мощности
турбогенератора на удельный расход топлива при выработке электро-
энергии видно из данных табл. 7 [3]. Эти данные получены для условий
полной нагрузки агрегатов.
В СССР развивается (см. § 7) строительство тепловых электростан-
ций с агрегатами большой мощности. На ТЭЦ вводятся в эксплу-
атацию теплофикационные турбины мощностью 100 МВт; в на-
стоящее время создана новая теплофикационная турбина мощ-
ностью 250 МВт. На многих станциях модернизируется действующее
оборудование.
За последние годы технико-экономические показатели мощных
атомных электростанций (АЭС) приблизились к показателям крупных
тепловых электростанций и имеют тенденцию превзойти их.
Приведенная краткая характеристика развития теплоэнергетичес-
кого хозяйства показывает, что оно располагает большими резервами
и широкими возможностями улучшения эксплуатационных энергети-
ческих показателей, а следовательно, увеличения к. п. д.электрической
тяги. Касаясь вопросов электроснабжения электрифицированной же-
лезной дороги, здесь следует отметить выполненный в 1975 г. по-
казатель — удельный расход топлива на 1 кВт-ч в СССР снижен до
340 г условного топлива. В Основных направлениях развития народ-
ного хозяйства СССР на 1976—1980 годы подчеркивается необходи-
мость дальнейшего снижения удельного расхода топлива на электро-
станциях в 1980 г. до 325—328 г на 1 кВт-ч отпущенной электро-
энергии.
Развитие электрификации железных дорог и других отраслей на-
родного хозяйства требует снижения стоимости электроэнергии. Сред-
няя себестоимость электроэнергии на 95% определяется издержками
производства ее на тепловых электростанциях, где 70% себестоимости
составляют расходы на топливо. Вот почему повышение к. п. д. тепло-
53
вой электростанции — наиболее важная проблема энергетики. Еже-
годные отсчисления, составляющие на современных ГРЭС 20% себе-
стоимости электроэнергии, также оказывают заметное влияние. Для
снижения себестоимости электроэнергии требуется уменьшение капи-
таловложений на сооружение электростанций. Увеличение мощности
электростанции и единичной мощности агрегатов приводит к снижению
стоимости установленного киловатта мощности наряду с увеличением
к. п. д. станции. В настоящее время исследуется возможность создания
автоматизированных блоков с одновальными паровыми турбинами мощ-
ностью 1200 МВт. Предполагается в случае решения проблемы приме-
нения легкокипящей жидкости в низкотемпературной части цикла
поднять мощность турбины до 2000 МВт. Одновременно исследуется
вопрос оптимальной мощности электростанции, которая в каждом кон-
кретном случае зависит от условий топливоснабжения, ресурсов
охлаждающей воды, допустимого загрязнения воздушного бассейна.
Изменение показателя КЭС в зависимости от мощности блока харак-
теризуется следующими данными [20] (табл. 8).
Важными являются вопросы транспортирования топлива, добы-
ваемого на большом расстоянии от места потребления электроэнергии.
Наиболее часто оказывается целесообразным располагать электростан-
ции в районах добычи топлива. С другой стороны, совершенствуются
виды транспорта и разрабатываются новые технические решения, на-
пример транспорт подсушенной угольной пыли или трубопроводный
транспорт водоугольной суспензии с обезвоживанием поступающего
угля в центрифугах.
В некоторых случаях возникает потребность в оценке использова-
ния топлива для нужд тяги с учетом расхода энергии на доставку его
к месту назначения. Для этого можно было бы ввести дополнительный
составляющий к. п. д. в выражения (90) и (91), учитывающий соответ-
ствующий расход энергии на транспортировку топлива и вспомога-
тельные транспортные работы:
Лт=1-(92)
D
где В — расход топлива в генерирующей установке (в данном случае
на электростанции);
ДВ — количество топлива, израсходованного при его доставке на
электростанцию.
Таблица 8
Показатели Единичная мощность блока, МВ
150 300 | 800
Удельная стоимость установленного 1 кВт, руб Удельный расход условного топлива на отпущенный 1 кВт-ч, г 101,3 380,0 87,3 338,0 79—83 326
54
Произведение т]0 = ЛтЛпер характеризует потери энергии на транс-
портировку топлива и передачу электроэнергии в данной системе. Вви-
ду приближения тепловых районных электростанций к местам добычи
топлива т]т становится близким к единице.
Отметим, что к. п. д. т]т требует осторожного применения при срав-
нении видов тяги. Во многих случаях он не является характерным и не
отражает совершенство процесса, так как, кроме технического уровня
средств доставки, он зависит от энерговооруженности вспомогательных
транспортных работ.
К. п. д. т]т может оказаться высоким не только при наиболее совер-
шенных методах доставки, комплексной механизации погрузочно-раз-
грузочных работ и др., но и при малой энерговооруженности процессов
труда, когда механическая или электрическая энергия расходуется
в небольшом количестве или вовсе не требуется.
Глава IV
ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА
ГЕНЕРИРУЮЩИХ УСТАНОВОК
И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ
АВТОНОМНОЙ ЛОКОМОТИВНОЙ ТЯГИ
§ 12. ТЕПЛОВОЗНЫЙ ДИЗЕЛЬ
Двигатель внутреннего сгорания нашел на тепловозе применение
прежде всего благодаря его мощностным данным, отвечающим требо-
ваниям тепловоза как локомотива относительно небольшой единичной
мощности. Мощность тепловозных дизелей (табл. 9 [4], [38]) соста-
вляет 250—4000 л. с. при числе цилиндров 6—16.
В литературе отмечается возможность создания тепловозов мощ-
ностью 6000—8000 л. с. в одной секции для скоростных пассажирских
и грузовых поездов.
Следует отметить, что в СССР тепловозостроительный завод имени
В. В. Куйбышева, г. Коломна уже создал локомотивный дизель 20 ДГ
мощностью 6000 л. с. с намечаемой скоростью 160 км/ч [33].
Таблица 9
Дизель Тактность к СП « £ S г j о . СП 2 Ч Частота вра- щения вала, об/мин Число цилиндров Среднее эффективное давление, кгс/см2 о 2 к ь - к о пз о S •=£ си 3 £ О Си CU v о О о Е Способ наддува Удельный эффективный расход топ- лива, г/(кВт»ч) Серия тепловоза
2Д100 2 2000 850 10 6,23 7,2 ПРН 175 ТЭЗ
14Д40, 2 2000 750 12 8,1 7,5 тк, 173 ТГП-50;
4Д40 ПРН, ОБ М62
11Д45 2 3000 750 16 9,1 7,5 тк, 179 ТЭП60
ПЦН, ОБ
Д50 4 1000 740 6 7,75 8,15 тк 185 ТЭ1, ТЭ2
2Д50М 4 1000 740 6 7,74 8,15 ТК, ОБ 182 ТЭМ1
1Д12-400 4 400 1600 12 5,8 9,6 Нет 170 ТГМ1
1Д12Н-500 4 520 1500 12 8,05 9,6 тк 170 ТГМ20
У1Д6 4 250 1500 6 7,35 9 тк 160 Мотовозы
М753Б 4 750 1400 12 7,4 9,7 ПЦН 180 ТГМЗ
Д70 4 3000 1000 16 13,8 9,0 ТК, ОБ 150 ТЭ40
М756А 4 820 1500 12 9,2 10,5 тк 163 ТГ102
ЗД70 4 4000 1000 16 18,4 9,0 ТК, ОБ 150 ТЭ41
6Д70 4 1200 1000 6 14,3 9,0 ТК, ОБ 158 ТГМ5
6Д49 4 1200 1000 8 12,23 8,67 ТК, ОБ 158 ТГМ6
Д49 4 6000 1100 20 17,8 9,5 ТК, ОБ 150 ТЭ109
Примечание. OB —охлаждение воздуха после нагнетателя; ТК— газотурбинный
наддув; ПРИ —приводной ротационный нагнетатель; ПЦН —приводной центробежный нагне-
татель.
56
Тепловозный дизель обеспечивает высокую тепловую экономич-
ность локомотива на расчетном режиме и, что особенно важно, более
высокую экономичность по сравнению с газотурбинным двигателем
газотурбовозов при частичных нагрузках и холостом ходе, характер-
ных для условий работы локомотива в эксплуатации. Высокий к. п. д.
дизеля— основное термодинамическое преимущество его перед други-
ми тепловыми двигателями, вытекающее из высокого уровня темпера-
тур в процессе подвода тепла и преимуществ работы поршневого дви-
гателя на нерасчетных режимах. Эффективный к. п. д. современного
тепловозного двигателя при расчетном режиме достиг 42%, а расход
топлива на холостом ходу (собственно двигателя) при минимально-
устойчивой частоте вращения вала составляет примерно от 3 до 8,5%
расхода при расчетном режиме. Это особенно важно, учитывая, что
стоимость топлива составляет ~45% всех прямых эксплуатационных
затрат локомотивного хозяйства при тепловозной тяге. Большое зна-
чение имеет хорошая приспособляемость дизеля к изменению условий
на переходных режимах и при пуске.
Для современного тепловозного дизеля характерно повышение его
литровой мощности и к. п. д. посредством газотурбинного наддува.
Известны три направления развития дизеля в сочетании с газовой
турбиной.
Газотурбинный наддув. При газотурбинном наддуве газовая турби-
на, использующая энергию отработанных газов дизеля, приводит во
вращение компрессор для наддува. Газовая турбина обычно осевого
типа, компрессор центробежный. Газотурбинный двигатель механи-
чески не связан с дизелем (рис. 16). Наддув способствует значительному
повышению мощности дизеля без превышения установленных для него
расчетных норм. Графические зависимости удельных расходов топлива
от нагрузки для транспортного дизеля с наддувом и без него показаны
на рис. 17. При наддуве номинальная мощность здесь возрастает до
170%, удельный расход топлива в этой области нагрузок заметно сни-
жается. На рис. 16 приведены также диаграммы процессов дизеля, тур-
бины и компрессора в координатах pV.
В тепловозном дизеле Д70 воздух подается в цилиндры компрес-
сором, имеющим газотурбинный привод, через водовоздушный охла-
дитель и наддувочный коллектор. Давление выпускных газов меньше
давления наддува.
Высокое давление наддува обычно ограничено допустимым преде-
лом быстроходности двигателя. Вследствие уменьшения отношения
хода к его диаметру s/Д при повышении противодавления газа в ци-
линдре возникают затруднения в регулировании мощности и управле-
нии дизелем.
Механическая связь между газовой турбиной, компрессором и ди-
зелем (см. рис. 16, б). При такой связи за счет теплового перепада от-
работанных газов, уходящих из дизеля при повышенном противодав-
лении, вырабатывается в газовой турбине часть полезной мощности
локомотива. Высокое давление наддува обеспечивает значительное уве-
личение единичной мощности установки при высоком к. п. д. и требуе-
мой частоты вращения вала. Однако возникают трудности в устройстве
57
передачи между дизелем и турбокомпрессором. Кроме того, имеет место
резкое понижение мощности при уменьшении частоты вращения вала
двигателя.
Заслуживает внимания передача избыточной мощности турбины на
коленчатый вал в дизеле, созданном на харьковском заводе транспорт-
ного машиностроения им. В. А. Малышева (вариант Б дизеля Д70,
рис. 18). Здесь давление отработанных газов превышает давление над-
дува. Двухвальная газовая турбина развивает мощность 1000 л. с.,
из которых 600 л. с. расходуются компрессорной турбиной 8 на привод
компрессора наддува, а 400 л. с. (избыточная мощность, создаваемая
силовой турбиной 7) передаются на коленчатый вал дизеля через ре-
Рис. 16. Сочетание дизеля с тяговой турбиной:
а — дизель с газотурбинным наддувом; б — дизель, механиче-
ски связанный с газовой турбиной; в — дизель-генератор газа
в сочетании с газовой турбиной; D — дизель; /( — компрессор;
Т— турбина
58
дуктор, соединенный с ротором
турбины зубчатой муфтой /, и вер-
тикальную передачу 5. Редуктор
состоит из пары конических 6 и
пары цилиндрических колес 2 и 3.
Общее передаточное отношение от
вала дизеля к валу силовой тур-
бины i = 14. Ступица и зубчатый
венец колеса 2 связаны пакетом
фрикционных дисков, сжатых пру-
жинами. Это обеспечивает возмож-
ность проскальзывания и предо-
храняет торсион вертикальной пе-
Рис. 17. Зависимость удельных расхо-
дов топлива от нагрузки для транс-
портного дизеля:
1 — дизель наддува; 2 — дизель с газотур-
бинным наддувом
редачи от перегрузок силами инер-
ции и вращающихся масс силовой турбины. Такое соединение предот-
вращает заброс оборотов силовой турбины при изменении режима ра-
боты, что очень важно, учитывая неблагоприятную динамическую
характеристику двухвальной турбины. Масло для смазки и охлаж-
дения редуктора подводится через штуцер 4.
В рассматриваемом случае передачи избыточной мощности турбины
на вал дизеля усовершенствование газотурбинного наддува посредством
использования перепада энтальпий, образовавшегося вследствие не-
полного расширения газа в цилиндрах, идет по двум направле-
ниям.
1. Уменьшение аэродинамических потерь в газотурбинном агре-
гате. Широкое применение наддува в дизелях стало возможным бла-
годаря увеличению относительного к. п. д. агрегата за последние
годы от 35 до 60% и даже больше. При этом подшипники скольжения
оказались достаточно надежными и долговечными при большой ча-
стоте вращения. Радиальная конструкция малых турбомашин обеспечи-
вает высокие ускорения под нагрузкой, благодаря чему практически
устраняется дымный выхлоп. Ныне при давлении наддува 2,5 кгс/см2
достигнуто такое же протекание характеристики вращающего момента,
как у двигателя без наддува. Частота вращения вала турбины вы-
бирается таким образом, чтобы обеспечить требуемую характери-
стику дизеля в широких пределах изменения частоты вращения
его вала.
2. Увеличение располагаемого перепада энтальпий потока газа
до поступления в турбину. Для этого необходимо использовать наи-
более высокое давление и температуру каждого элемента газа на вы-
ходе из цилиндра. Естественно, значительные потери возникают вслед-
ствие смешения с газом более низких давлений и температур последую-
щих периодов выпуска. На рис. 19 показано изменение давления вы-
пуска рх, изоэнтропийного перепада энтальпий (ix — и теоретиче-
ской скорости потока сх по мере снижения в цилиндре количества газа
(в долях 1 кг) при выпуске. Площадь, отмеченная штриховкой, пред-
ставляет максимальную работу (теоретическую) 1 кг газа, которую
возможно получить в идеальной турбине переменного давления за
время выпуска из цилиндра до момента достижения в нем атмосферного
59
Рис. 18, Передача избыточной мощности турбины на коленчатый вал в комбинированной турбо-дизельной установке
(дизель Д70, вариант Б)
Рис. 19. Изменение давления выпу-
ска, скорости газа, перепада энталь-
пий от количества газов в цилиндре
Рис. 20. К определению располагаемой
энергии потока газа
давления, или максимальную располагаемую энергию газа. Как видно
на рис. 19, предполагается, что 15% газа остается в цилиндре после
окончания процесса выпуска.
Указанная работа определяется аналитически из выражения
/макс = / (ix-i0)dG = (i-i0)-ART (1 • (93)
о„
Это видно на рис. 20, где площадь треугольника 1—4—5 выражает
указанную работу,
/макс = (и — п0) — АРо (Уо — v)
(93а)
Она приводится к виду правой части уравнения (93) при i = и + Apv
и pv = RT. Линия 4—5 — процесс изоэнтропийного расширения, а
линия 1—5 — атмосферная, и, i, р, v — внутренняя энергия, энталь-
пия, давление, удельный объем в начале выпуска (точка 4). uQ, f0,
Ро, — соответственно в конце (точка 5). Go—доля остающегося
газа в цилиндре. Д/макс—элементарный участок работы доли выпус-
каемого газа ДС при падении давления в цилиндре Дрх и изоэнтропий-
ном изменении энтальпии Д1Х.
Пусть давление в начале выпуска р = 8 , температура Т =
= 1050° К, конечное давление р0 = 1 конечная температура
газа после изоэнтропийного расширения при k = 1,33 равна То =
= 630° К; изоэнтропийный перепад энтальпий (г — f0) ПРИ теплоем-
кости газа CD = 0,276 ,—равен 112 газовая постоянная
р (кг-град) г кг
R = 30 ,-кгс’м
(кг-град)
61
Находим максимальную располагаемую энергию газа при выпуске
(до поступления в турбину)
/макс =112 — -3°-1-050 (1 -Ц = 47,5 .
макс 427 \ 8 / кг
В действительности располагаемая энергия потока составляет лишь
35—50% теоретической вследствие потерь трения, ударов и охлажде-
ния газа.
Чтобы сохранить перепад тепла, можно осуществить раздельный
выпуск газов с использованием нескольких турбин.
Следует подчеркнуть, что указанное выше направление усовер-
шенствования системы наддува путем увеличения располагаемого
перепада энтальпий потока газа до поступления в турбину является
решающим для двухтактных двигателей. Что касается четырехтакт-
ных двигателей, то это относится лишь к рассматриваемому варианту
механической связи между газовой турбиной и дизелем с передачей
избыточной мощности турбины на вал дизеля. Для наиболее распро-
страненных четырехтактных двигателей со свободным турбокомпрес-
сором (при отсутствии механической связи с дизелем) увеличение
располагаемого перепада энтальпий не требуется [31].
В этом случае главным направлением является снижение затрат
работы двигателя на газовый привод, что имеет место при использо-
вании турбиной основной энергии газа на участке свободного выпус-
ка его до такта выталкивания. Это осуществляется путем применения
импульсного наддува [31], а также создает благоприятные условия
и для газотурбинного наддува в двухтактном двигателе. Большое зна-
чение имеет установка газовой турбины в непосредственной близости
к каждому цилиндру двигателя или, например, отдельных турбин
на два цилиндра. Как известно, применение нескольких турбин
для осуществления наддува требует достаточного расхода газа через
каждую турбину. Это необходимо, чтобы обеспечить достаточный от-
носительный к. п.д. турбины в силу требуемых размеров высот лопа-
ток, что может иметь место при мощности цилиндра двигателя не ме-
нее 500 л. с.
Газотурбинный наддув в двухтактном двигателе осуществить труд-
но, так как требуется значительное превышение давления продувоч-
ного воздуха рк над давлением в выпускной трубе рт (в четырехтакт-
ном двигателе это не обязательно и возможна работа даже при рк <
< рт). Кроме того, температура отработавшего газа в двухтактном
двигателе меньше, чем в четырехтактном, вследствие потери значи-
тельного количества продувочного воздуха через выпускные окна или
клапаны.
Известен положительный опыт повышения располагаемого пере-
пада тепла выпускного потока в высокооборотном тепловозном дизе-
ле. Чтобы увеличить мощность турбины для получения заданного дав-
ления наддува, был выполнен достаточно свободный выпускной трубо-
провод с индивидуальными выпускными патрубками малого сечения
от каждого цилиндра. Это позволило использовать в турбине кинети-
ческую энергию газов.
62
Рис. 21. Изменение мощности
в зависимости от частоты вра-
щения вала двигателя:
1 — СПГГ; 2 — механическая
дизеля с газовой турбиной и
турбинный наддув
связь
газо-
его-
Дизель-генератор газа. При дизель-
генераторе газа вся механическая мощ-
ность дизеля расходуется на привод
компрессора (см. рис. 16, в). Вся полез-
ная мощность установки вырабатывает-
ся газовой турбиной, которая включена
по ходу газов за дизелем и не связана
с ним механически. Преимущество такой
установки — большой вращающий мо-
мент при малой частоте вращения вала
благодаря свободной газовой турбине.
При этом легко может быть осуществле-
на на локомотиве механическая пере-
дача к движущим колесам.
Такая комбинация поршневого дви-
гателя с газовой турбиной нашла при-
менение на некоторых газотурбовозах,
где тяговая турбина используется в со-
четании со свободно-поршневым генера-
тором газа (СПГГ). Промежуточное сжигание топлива в камере
рания перед тяговой турбиной позволяет получить добавочную мощ-
ность установки при значительном увеличении удельной работы воз-
духа.
Изменение мощности в зависимости от частоты вращения вала
двигателя для рассмотренных вариантов сочетания дизеля с газовой
турбиной отражено на рис. 21.
Большое значение имеет тактность двигателя, с которым соче-
тается газотурбинный агрегат.
На рис. 22 даны зависимости термического к. п. д. литровой
мощности для расчетных условий от давления наддувочного воздуха
для двухтактного (слева) и четырехтактного (справа) дизелей, ра-
ботающих в сочетании с газовой турбиной с учетом допустимых наи-
больших давлений в цилиндре, температуры поршня и газов перед
турбиной [5, с. 393—394].
Мы видим, что сочетание дизеля с газовой турбиной приводит к
значительному увеличению литровой мощности, особенно при про-
межуточном охлаждении воздуха. Двухтактный двигатель при этом
дает более благоприятные результаты, чем четырехтактный, особенно
при высоких давлениях наддува. Следует также отметить следую-
щее преимущество двухтактного двигателя. Благодаря меньшим
температурам отработанных газов снижаются требования к мате-
риалу, из которого изготавливаются лопатки ротора турбины агре-
гата наддува, и к качеству топлива.
При механическом соединении вала дизеля с валом турбины обес-
печивается с повышением давления наддува увеличение удельной
мощности в сочетании с ростом эффективного к. п. д.
Дизель-генератор газа при высоких давлениях наддува сравним
по результатам с вариантом механического соединения вала дизеля
с турбиной. Следует отметить два преимущества дизеля с газотурбин-
63
ным наддувом: 1) компактность агрегата, особенно по сравнению с ва-
риантом СПГГ; 2) обеспечение мощности дизеля при требуемой часто-
те вращения вала без дорогостоящего и громоздкого редуктора с боль-
шим передаточным отношением, как это имеет место в установке с
СПГГ и газовой турбиной, развивающей обычно частоту вращения
в несколько тысяч оборотов в минуту.
К недостаткам установки с СПГГ относятся недоиспользование
большого теплового перепада в генераторной части установки (ди-
зель), усложнение автоматического регулирования внутреннего и
внешнего мертвых положений поршней при изменении нагрузки и ча-
стоты вращения турбины, увеличение удельного расхода топлива
при недогрузках, ухудшение условий горения в связи с изменением
объема камеры сгорания.
Наиболее простое решение дает газотурбинный наддув в его совре-
менном исполнении, обеспечивающий компактность установки, про-
стоту контроля, высокий к. п. д., относительно невысокую стоимость.
Для развития газотурбинного наддува дизелей в настоящее время ха-
рактерно применение промежуточного охлаждения воздуха.
Рис. 22. Зависимости к. п. д. и литровой мощности от давления наддува:
газотурбинный наддув ---- -
-------. -СПГГ
снятие части мощности
64
Рис. 23. Схемы судовой установки с СПГГ (а), ГТУ с регенерато-
ром и промежуточным охладителем (б), сдвоенного судового ди-
зеля с газотурбинным наддувом и гидропередачей (в)
3 Зак. 1122
65
Таблица 10
Показатели Установка с СПГГ ГТУ Сдвоенный дизель
Плотность, кг/э.л.с Удельный расход топлива, г/э.л.с-ч Длина, м 15,90 200,00 11,75 25,00 236,00 12,45 14,0 (11,8 без гидропередачи) 170,0 10,5 (9 без гидропередачи)
Данные для сравнения вариантов сдвоенного дизеля 2 х 3 000 л. с.,
ГТУ 6000 л. с. и установки с СПГГ 6000 л. с. (рис. 23) приведены
в табл. 10.
§ 13. РАСХОД ТОПЛИВА ТЕПЛОВОЗНЫМИ ДИЗЕЛЯМИ
НА НЕРАСЧЕТНЫХ РЕЖИМАХ РАБОТЫ
Расчет рабочего процесса тепловозного дизеля для определения
расхода топлива при нерасчетных режимах работы связан с большими
трудностями. Поэтому во многих случаях могут представить интерес
приближенные зависимости при предварительной оценке расходов
топлива и при сравнительных расчетах. Но и здесь встречаются труд-
ности, вытекающие из разнообразия схем, параметров и средств над-
дува, условий горения, методов продувки и т. д.
Особенно актуален вопрос о расходе топлива тепловозными дизе-
лями на нерасчетных режимах ввиду работы локомотива в эксплуата-
ции при резко переменных нагрузках и частотах вращения вала и дли-
тельной работы дизеля на холостом ходу.
В практике широко пользуются прямолинейной зависимостью меж-
ду расходом топлива и нагрузкой двигателя. Для определения прибли-
женной расходной характеристики тепловозного двигателя может быть
предложен метод, основанный на анализе процессов расширения и сжа-
тия в цилиндрах, как это имеет место в ГТУ, где процессы расширения
в турбине и сжатия в компрессоре разделены. Будем исходить из сле-
дующей вспомогательной характеристики —зависимости расхода топ-
лива от внутренней мощности расширения (рис. 24). При расчетной
нагрузке внутренняя мощность расширения в цилиндрах в долях от
расчетного значения
Ni расш == i сж “1“ Wмех + А/е = 1, (94)
С JJCLUUl ъ V/Т\ 1 lYLvA. 1 v ' \ /
где Ni сж — относительная внутренняя мощность, затрачиваемая на
сжатие воздуха в цилиндрах;
А^мех — относительная мощность механических потерь при рас-
четных условиях; сюда входит также мощность, кото-
рая расходуется на привод вспомогательных устройств
дизеля, учитываемая механическим к. п. д. Фактическая
мощность этих устройств обычно меньше номинальной;
Ne — относительная эффективная мощность (на валу), кото-
рая содержит, естественно, и мощность, расходуемую
на привод вспомогательных механизмов локомотива.
66
Зависимость относительного
часового расхода топлива Вч — от
внутренней мощности pSLCU1 при-
нимается прямолинейной незави-
симо от частоты вращения вала дви-
гателя: В~ч =_0при Д^расш^ 0 и
Вч = 1 при Nt расш = 1 (Bq = 1
на расчетном режиме).
Для какой-либо нагрузки /Ve'
при частоте вращения п'
N /расш — N/сж + N е. + А/мех« (9э)
Для холостого хода дизеля при ча-
стоте вращения /гх х, когда
Л^е(х.х) = о, имеем
N/расш (х. х) =
= (х. х) 4“ ^мех (х. х)' (96)
Рис. 24. Вспомогательная характери-
стика — зависимость расхода топлива
от внутренней мощности расширения
в цилиндрах дизеля
Как вытекает из принятой линейной зависимости Вч = f (Nf расш),
относительный расход топлива на холостом ходу (коэффициент холо-
стого хода) хдвс = Вч(х.х) равен относительной нагрузке при холо-
стом ходе Nf расш (х.х)
Хдвс = Nj РаСШ (х, х)- (97)
Отсюда коэффициент холостого хода тепловозного дизеля при рас-
четной частоте вращения вала п об/мин (по нагрузочной характе-
ристике):
«(л) _l nW
(п) мех (х.х) । i сж (х. х)
Хдвс “ --------------------
А^мех+^сж+^е
(98)
гдеА/мех> Ntcnt, Ne — мощности при расчетной нагрузке и расчетной
частоте вращения п, об/мин;
^мех(х.х)’ ^<сж(х.х)— МОЩНОСТИ ХОЛОСТОГО ХОДЯ При П, Об/мИН.
Для перехода к абсолютным расходам топлива используем расход
топлива при расчетном режиме Вч, который обычно известен или мо-
жет быть оценен по расчетному к. п. д. двигателя. Расход топлива
на холостом ходу
В!.")х.х) = 4всВ,. (99)
На рис. 24 линия АБ соответствует относительному расходу
топлива на холостом ходу, т. е. искомому коэффициенту Хдвс-
Обычно расход топлива на холостом ходу оценивается по отноше-
нию к расходу при расчетной нагрузке двигателя, когда последняя
не совпадает с номинальной. При совпадении же их относительный
расход на холостом ходу одинаково определяется по отношению к рас-
3* 67
ходу при расчетной (номинальной) мощности двигателя. В обоих слу-
чаях зависимость расхода топлива принимается прямолинейной
до расчетной мощности.
Искомая характеристика расхода топлива (нагрузочная характе-
ристика) при п об/мин выразится прямой АД при изменении относи-
тельной эффективной мощности дизеля от 0 до 1 (на протяжении отрез-
ка БВ),
При произвольной мощности N'W по погрузочной характеристике
(п об/мин) расход топлива
доо —
в’ч = х) + We tgа = Х^ъсвч4- Л/' —2------. (100>
Для другой частоты вращения вала п'</г аналогичная зависимость
может быть получена по значению Хдвс» рассчитанному для этой
частоты вращения по формуле (98).
При этом xgg). выразится в долях от расхода топлива при рас-
четном режиме.
Следовательно,
D(rt') D
£>ч(х. х) = -очхДВС.
(101)
Пусть на рис. 24 отрезок А’В’ представляет х^с, тогда отре-
зок В ’В’ = БВ служит новой шкалой эффективных мощностей от
0 до 1 для работы дизеля по нагрузочной характеристике при частоте
вращения вала п' об/мин.
Рис. 26. Изменение расхода топлива дизелем
2Д100:
а — 850 об/мин; б — 610 об/мин; в — 430 об/мин
Рис. 25. Вспомогательные рас-
ходные характеристики при раз-
ных частотах вращения вала
(п и п!)
68
Рис. 27. Изменение расхода топлива дизе-
лем Д50:
а — 740 об/мин; б — 560 об/мин
Рис. 28. Расходные характе-
ристики тепловозных дизе-
лей:
1 - 2Д100; 2 — 10Д100; 3— 11Д45;
4— 1Д12
Для какой-либо нагрузки при частоте вращения п' часовой
расход топлива дизелем определится из выражения
, д(«) _
Вч = В^х).х)+^ tgcc = 4£cB4+^ 4 Л,ч(х х)-. (102)
Прямолинейность расходных характеристик практически соот-
ветствует действительным зависимостям, получаемым в результате ис-
пытаний тепловозных дизелей.
В выражениях (100) и (102) а — это один и тот же угол наклона рас-
ходных характеристик для разных частот вращения вала, которые,
если совместить шкалы мощностей, параллельны друг другу (рис. 25).
На рис. 26 показано изменение расхода топлива при разных п об/мин
дизелем 2Д100, а на рис. 27 — дизелем Д50. На рис. 28 приведены
расходные характеристики в безразмерных координатах при расчетной
частоте вращения вала для дизелей 2Д100, 10Д100, 11Д45 и 1Д12
[13, с. 29].
Задача сводится к определению коэффициентов холостого хода
для конкретных условий работы двигателя. Найдем сначала ко-
двс
эффициент с для работы тепловозного дизеля при расчетной ча-
стоте вращения п.
Выражение (98) приведем к виду
v(«)
Хдвс =
(103)
Расчетная мощность сжатия воздуха
N = GBcPT (Tc-7v) (W4)
632,3
69
. ккал
где Ср т — средняя теплоемкость воздуха при р = const (кг.град);
Тс — температура воздуха в конце сжатия, ° К;
п— 1
Тс = 7\л ni ; (105)
— показатель политропы сжатия;
л — степень повышения давления при сжатии;
Tv — температура воздуха в начале сжатия;
TV = TO+ ЛТК0М - ДТОХ + ДТКИН; (106)
То — температура наружного воздуха;
ДТком — повышение температуры воздуха в компрессоре;
ДТ0К — снижение температуры воздуха в охладителе систе-
мы наддува;
ДТКин — повышение температуры воздуха при входе в цилиндр
вследствие торможения потока;
GB — количество сжимаемого воздуха;
6В = Вч ац/т кг/ч; (107)
Вч — расход топлива дизелем, кг/ч;
ац — коэффициент избытка воздуха в цилиндре;
/т — теоретически необходимое количество воздуха.
Для дизельного топлива L = 14,5 кг возд' .
т ’ кг топл.
Пусть в четырехтактном тепловозном дизеле Д50 мощностью
7Ve = 1000 л. с. при газотурбинном наддуве без промежуточного ох-
лаждения воздуха tv = 68° С и tc = 550° С.
Мольная теплоемкость для воздуха
pcDT = 6,59+ 0,00067 = 6,59+ 0,0006 (273+ 550) = 7,084 ---;
(кмоль-град)
7,084 л ~ ккал
£рт ой — 0,244 7 ~ •
29 (кг-град)
Часовой расход воздуха определим исходя из эффективного удель-
ного расхода топлива Ье = 181 г/э. л. с. ч и коэффициента избытка
воздуха ац = 1,92:
Q = be ац 1000-181 • 1,92-14,5 — 5039 КГ/ч
в 1000 1000 '
Расчетная мощность сжатия воздуха
___________ бвсрт(/с—ty)-----------------------5039-0,244(550—68)-----пое
7 V; гж — ------------------------------------- — — УоО Л. С.
632,3 632,3
70
При срт = const имеем
^ж(х.х) = X) . П"|х.х) (^-1)П.сж
Nicm °в Tv (Л"" — 1)П/"сж(х.х)
(п) ах”х ^"(х. х) (ях.хх ЧШсж
= Хдвс------------- •------------------,
(лт ОЛ/сж(х.х)
где произведена замена
°в(х.х) _ ^(л) ах. х
— ---------Хдвс ——;
Ов а
В(п)
—ч^* — = Хдвс — коэффициент холостого хода при п об/мин;
£>ч
k— 1
т = —к — показатель изоэнтропииного сжатия.
В выражении (108) при анализе работы тепловозного двигателя на
переменном режиме можно было бы исходить из параметров агрегата
наддува и условий продувки цилиндров, использовав коэффициент
утечки воздуха, коэффициент остаточных газов и др. Задача услож-
няется тем, что в некоторых случаях применяются для усовершенст-
вования процесса при малых нагрузках перепуск воздуха из наддувоч-
ного ресивера во всасывающую полость компрессора, перепуск отра-
ботанных газов в обход газовой турбины.
Поставленную задачу о приближенном определении расхода топ-
лива на холостом ходу и построении расходных характеристик дизе-
ля целесообразно решать при некоторых допущениях более простым
способом, естественно, с последующей проверкой.
Преобразуем исходное выражение
Л7<«) Л7(«)
л(п) мех (х. х) “ I сж (х. х)
Л две — -------------------- “
^мех + ^i сж + ^е
_ А^мех + А/гсж ^мех (х. х) сж (х. х) (J09)
^мех + ^i сж + ^е ^мех +Nt
сж
Обозначим
NМех СЖ (110)
А^мех + ^г сж + ^е
где z — коэффициент относительной затраты, представляющий
собой отношение суммы мощностей механических потерь
и сжатия к мощности расширения дизеля.
В табл. 11 приведены расчетные значения z для тепловозных дизе-
лей. Видно, что значения z колеблются для большинства двигателей
в узких пределах. Например, для дизелей Д50 = 0,5284-0,544. От-
метим, что эти значения близки к величинам, свойственным локомотив-
ным газотурбинным установкам, при температуре газов перед турби-
ной Т3 = 1000° К, однако при промежуточном охлаждении воздуха
71
Таблица 11
Наименование Дизели
Д50 Д50М 2Д100 1 ОД ioo| 1 1Д45 | Д70А | 5Д49
Давление наддува рк, кгс/см2 Температура воздуха после 1,35 1,42 1,35 2,2 2,23 2,45 2,8
нагнетателя tK, °C Температура воздуха после 58 — 69 120 106 124 150
воздухоохладителя /Ох> °C . Температура воздуха в конце — 60 — 65 88 65 65
сжатия /с, °C Максимальное давление сгора- 550 490 622 612 767 660 760
ния pz, кгс/см2 Удельный расход топлива Ье, 56 70 85 100 108 115 НО
г/э.л.с.ч 181 165 175 168 175 150 151
Эффективная мощность Ne, л.с. Коэффициент избытка воздуха 1000 1000 2000 3 000 3 000 3 000 4000
в цилиндре ац 1,92 2,2 1,85 2,1 1,69 2,1 2,0
Расход воздуха 6В, кг/ч . . . Расчетная мощность сжатия 5039 5250 9400 15 400 12 600 13 700 17,516
Nгсж» л« с Механический к.п.д. т]м ... 936 870 2000 3 240 3 300 3150 4600
0,843 0,843 0,77 0,80 0,81 0,878 0,893
Расчетная мощность механи-
ческих потерь А^мех» л- с. Расчетная внутренняя мощность 186 186 598 750 703 417 470
расширения М/расш, л- с. . 2122 2056 4598 6 990 7 003 6 667 —
Коэффициент z 0,528 0,515 0,565 0,572 0,571 0,544 0,56
Способ наддува тк тк, ов ПРН тк, ПЦН тк, ПЦН тк, ов тк, о в
в процессе сжатия. При отсутствии промежуточного охлаждения рас-
сматриваемое отношение достигает значительно больших величин до
0,57.
Примем приближенно
Л/(«) Д_ Л/(п) Л7<«> Д?0)
мех (х. х) ~ i сж (х. х) Z сж (х. х) мех (х. х) (111)
^мех + ^гснс Ni сж Ni сж
Тогда после подстановки в выражение (109) величин из равенств
(108) и (НО) находим
X(rtnr — ZXnn а* >х ^(х. X) (ЯХ.ХХ —!) T|i сж ('112^
хдвс-гхдвс—. • (U2)
v *11 сж (х. х)
Откуда следует, что
ах\ ^(х. х) (яхл{х —1) л» сж _ 1 (ИЗ)
«Tv ‘ (^-1)^ж(х.х> 2 ’
Рассмотрим еще мощность механических потерь Л^мех(х.х) при хо-
лостом ходе.
72
Величина NMeT для расчетного
режима
^мех = Л/е±=2к-. (Н4)
Им
где т]м — механический к. п. д.
двигателя.
Известно, что мощность механи-
ческих потерь зависит от частоты
вращения вала дизеля. Механиче-
ские потери обычно определяются
для расчетного режима двигателя.
При изменении частоты вращения
вала принимают, что потери на
трение меняются по закону (zz7/z)v,
для рассматриваемого режима. Для
практикой зависимость
Рис. 29. Изменение механического
к. п. д. в зависимости от эффективной
мощности турбины
где п' — частота вращения вала
турбомашин подтверждается
АТ / V’5
Лтр —Мтр^-—J
(115)
При этом Мтр включает расход мощности на привод масляного на-
соса, регулятора, редуктора и др. Но и при той же частоте вращения
вала, например, в случае определения механические потери,
как известно, уменьшаются со снижением нагрузки и принимают наи-
меньшее значение на холостом ходу.
Рассмотрим отдельные составляющие механических потерь.
Мощность механических потерь Ммех в тепловозном дизеле рас-
ходуется:
1. Л^ех — мощность механических потерь дизеля, в состав кото-
рых входят потери на трение в подшипниках, расходы на регулирую-
щее устройство, редуктор, на привод топливных и масляных насосов;
при постоянной частоте вращения вала эти потери можно считать не
зависящими от нагрузки дизеля, включая работу на холостом ходу.
Долю этих потерь в суммарной мощности механических потерь можно
оценить, если предположить, что при работе дизеля имеют место лишь
перечисленные механические потери. Тогда тепловозный двигатель
по механическому к. п. д. можно приравнять к турбине, считая, что
мощность на привод топливных насосов дизеля перекрывается в турби-
не дополнительными потерями мощности на трение (в упорном под-
шипнике), утечками в лабиринтовых уплотнениях, которые учитывают-
ся часто механическим к. п. д., и добавочными потерями вследствие
большей быстроходности турбины.
На рис. 29 показаны зависимости механического к. п. д. тур-
бин от их эффективной мощности, полученные в результате обоб-
щения опытных данных разными исследователями. Будем для оцен-
ки механических потерь дизеля, не зависящих от нагрузки (MJex),
73
пользоваться штриховой линией. Обозначив соответствующий меха-
нический к. п. д. дизеля т)м, находим
1 0
Л7° — Л/ 1 ~г,м
IV мех — V е -
Т)м
(116)
2. Ni мех — мощность внутренних механических потерь; основ-
ными из них являются потери на трение между поршнем и цилиндро-
вой втулкой, которые составляют 40—60% суммарных механиче-
ских потерь. Сюда относятся также «насосные» потери (на впуск и вы-
талкивание газов), которым на индикаторной диаграмме соответст-
вует площадь между линиями выпуска и впуска; к «насосным» потерям
относится также затрата мощности на нагнетатель, если он приводит-
ся от вала дизеля.
Потери на трение между поршнем и цилиндровой втулкой, а также
«насосные» потери зависят от нагрузки дизеля; они уменьшаются со
снижением нагрузки и в том случае, когда частота вращения остает-
ся неизменной. Что касается приводного нагнетателя, то следует вы-
делить объемный нагнетатель, мощность которого при данной частоте
вращения независимо от нагрузки дизеля остается постоянной. При
приводном центробежном компрессоре ввиду особенностей его харак-
теристики к механическим потерям, не зависящим от нагрузки дизеля,
следует отнести примерно 20% его номинальной мощности (потери
на трение в нагнетателе). Остальные 80% мощности относятся к «на-
сосным» потерям, меняющимся при постоянной частоте вращения
в зависимости от нагрузки дизеля; их следует включать в Nt мех.
Закономерность изменения внутренних механических потерь в за-
висимости от нагрузки дизеля не изучена, нет также достаточных для
обобщения опытных данных. Можно ориентировочно считать, что
эти потери главным образом определяются степенью изменения дав-
ления в цилиндре или отношением pvlpz при расчетном режиме дизе-
ля; pv — давление в начале сжатия.
Внутренние механические потери при работе дизеля на холостом
ходу с номинальной частотой вращения вала п можно определить
с помощью коэффициента х (рис. 30), который показывает, какую долю
составляют эти потери на холостом ходу от величины их при расчет-
Рис. 30. Изменение коэффициента х
в зависимости от отношения pv lpz
ной нагрузке. Зависимость коэф-
фициента х от отношения pjpz
принята приближенно в зависи-
мости от отношения конечного
давления газа к начальному при
расчетном режиме [7].
Мощность внутренних механи-
ческих потерь для тепловозного
дизеля при работе на холостом
ходу с расчетной частотой вра-
щения
Nj мех (х. х) — Ni мех X. (117)
74
Для отношений pvlpz = 0,016 4- 0,024, как видно на рис. 30,
коэффициент х принимает значения 0,165 — 0,19, возрастая с уве-
личением отношения pvlpz.
Обозначим отношение мощности внутренних механических потерь
к суммарной мощности механических потерь при расчетном режиме
Ni мех
Л^мех
Тогда отношение мощности механических потерь, не зависящих
от нагрузки, к их суммарной мощности составит
| _ N i мех _ |_£
Л^мех
Преобразуем уравнение (103), пользуясь выражениями
(ПО), (113):
(118)
(118а)
(108)
(rj) ^мех (х. х) + ХДВС г СЖ
^мех“Ь сж4"
Учитывая равенства (116), (117), 118), получаем
д(«)
(п) (X. X)
*ДВС =-----------
(119)
^мех[^+(!-£)]
^мех4"^г сж (1 — ) +
\ 2 J
(120)
Часовой расход топлива дизелем на холостом ходу
(см. выше)
МП(х. х)= *ДВС#Ч*
Мощность механических потерь при работе дизеля на холостом
ходу с расчетной частотой вращения вала
(х.х) = Л^мех + (1 - £)]. (121)
Таким образом, коэффициент Хдвс и соответственно расход топ-
лива BqU.x) представлены исключительно в зависимости от расчетных
параметров двигателя.
Более простая и несколько менее точная зависимость может быть
получена на основании принятого приближенного равенства (111).
Действительно, из выражений (109), (НО) и (111) получаем
(п) _ мех (х. х) /1 пп\
*ДВС —Z-----------. (1^)
^мех
Подставив значение jVLex(x.x) из равенства (121), имеем
^c = z[^ + (l-PL (123)
75
Часто расход топлива тепловозным дизелем на холостом ходу
дается с учетом мощности, затрачиваемой на привод вентиляторов
главного холодильника и промежуточного охлаждения наддувочного
воздуха. Для перехода от коэффициента хДвс, определяемого, как
показано выше, к Хдвс(в), учитывающему расход мощности на привод
вентиляторов, можно пользоваться соотношением
*ДВС(в) = *двс + /х.х(в) (1 —*двс), (124)
которое легко выводится (рис. 31) из подобия треугольников БДА
и ДГВ, где отрезок АС выражает Хдвс, отрезок СД — Хдвс(в) со-
ответственно степени нагрузки дизеля/х>х(в), определяемой мощностью
Nв, затрачиваемой на привод вентиляторов:
с ________ N в
/ х.х (в) ..
/¥е
Мощность NB принимается для заданных климатических условий.
Определим коэффициент холостого хода хдвс при работе дизеля
на скоростном режиме, отличном от расчетного.
Отдельные составляющие механических потерь в дизеле по-раз-
ному зависят от частоты вращения вала. Так, потери на трение про-
порциональны частоте вращения в степени 1,5—2, при этом, как
указывалось выше, они почти не зависят от нагрузки двигателя.
Насосные потери и мощность, затрачиваемая на привод нагнета-
телей, ввиду динамического напора, обусловленного сопротивлением
в клапанах, изменяются пропорционально частоте вращения вала в 3-й
степени. При этом они существенно зависят от нагрузки. Следователь-
но, влияние изменения частоты вращения вала двигателя должно
рассматриваться с учетом величины нагрузки. Это относится также
к потерям на трение между поршнем и втулкой. Однако зависимость
потерь на трение поршня [4] от частоты вращения вала ввиду отсутст-
вия постоянного сплошного масляного слоя несколько слабее. Здесь
показатель степени, видимо, не больше 1,3—1,5.
Если для холостого хода дизеля при расчетной частоте вращения
вала мощность механических потерь установлена, то для другой часто-
ты вращения п' мощность механических потерь на холостом ходу мо-
жет быть вычислена, если допол-
ffu Г X । X 1 X 1 IB ду| <7.5 Х ^|<7~ Ч Рис. 31. График, поясняющий опреде- ление коэффициента холостого хода ХДВС(в) нить выражение (121): №„.> = ^^ + (1-01 X x(v?' <125> а при минимально устойчивой ча- стоте вращения холостого хода /гх.х соответственно (125а) \ П /
76
Таблиц а 12
Дизель Тактность Число цилиндров Номиналь- ная мощность, л. с. Номинальная частота вра- щения вала, об/мин Минимальная частота вра- щения вала, об/мин Отношение номинальной частоты вращения к минимальной
2Д100 2 10 2000 850 400 2,12
10Д100 2 10 3000 850 400 2,12
11Д45 2 16 3000 750 400 1,87
Д50 4 6 1000 740 270 2,78
М753 4 12 750 1400 500 2,8
Д70 4 16 3000 1000 400 2,5
Для холостого хода при частоте вращения п' и минимально устой-
чивой частоте вращения ях<х, которая является весьма характерной
при оценке экономичности тепловозного дизеля, принимаем среднее
значение v = 1,5.
Таким образом, коэффициент холостого хода при нерасчетной
частоте вращения вала (п')
х(п '> = (—У’5
лдвс лдвс^ п j
при минимально устойчивой частоте вращения (nXtX)
у(«х.х) = х(п) ( V’5
лдвс лдвс п )
(126)
(127)
Минимальная частота вращения коленчатого вала тепловозных
дизелей устанавливается опытным путем (табл. 12) [13, с. 9].
Здесь следует отметить, что применительно к дизелю 2Д100 осущест-
вляется с целью экономии топлива модернизация на пониженную ча-
стоту вращения холостого хода до 300 об/мин [39].
Несмотря на ряд допущений, полученные зависимости для подсче-
та коэффициента холостого хода дают достаточно близкие к действи-
тельным значения.
§ 14. ПРИМЕРЫ РАСЧЕТА РАСХОДОВ ТОПЛИВА
ПРИ РАБОТЕ ТЕПЛОВОЗНОГО ДИЗЕЛЯ
НА ХОЛОСТОМ ХОДУ
1. Тепловозный четырехтактный дизель Д70 с газотурбинным над*
дувом и промежуточным охлаждением воздуха.
Основные параметры:
эффективная мощность Ме • • • 3000 л. с.
удельный расход топлива Ье . . 150 г/э.л.с.ч
номинальная частота вращения
вала п....................... 1000 об/мин
минимальная частота вращения
вала (на холостом ходу) их.х. 400 об/мин
механический к.п.д. Г|м........ 0,878
давление наддува рк............ 2,45 кгс/см2
77
Расход воздуха двигателем при частоте вращения вала
п = 1000 об/мин составляет 13 700 кг/ч при мощности Ме = 3000 л. с.
и 3800 кг/ч при мощности Ne = 0.
Расчетная мощность сжатия
бв СрТ (Ас — tv) _ 13 700-0,244 (660 - 75)
Мощность механических потерь
АТ АТ 1 ---------Лм 9ЛЛЛ 1---0,878 Л 1 *7
^мех=^е----—— =3000— - =417 Л. С.
Лм 0,878
Коэффициент относительной затраты мощности
z = ^мех + ^ сж = 417+3150 =
^мех+^сж+М, 417+3150+3000
Мощность механических потерь, не зависящих от нагрузки двига-
теля, при расчетной частоте вращения определяем по величине т]£
(см. рис. 29):
1____________________«о ]__о gg
"--Л'е-^-3000-^- = 3»
Коэффициент £ для двигателя Д70 с газотурбинным наддувом
А^мех~ А^ех
А^мех
417—30
--------= 0,928.
417
Коэффициент холостого хода хдвс при работе дизеля с расчет-
ной частотой вращения
у(п) А/мех [£х+(1-□]
две / 1 \ “
А^мех + А^гсж^ 1—
417 [0,928-0,1734- (1 —0,928)] п < 9
417+315Т-т^гН3000
Рл» Рк 2,45
Здесь х = 0,173 при — ж — = тгг — 0,0213 (см. рис. 30).
Pz Pz 11о
Расход топлива на холостом ходу при п = 1000 об/мин
Вч"(х.х) = 450 • 0,12 = 54,0 кг/ч.
Для сравнения приводим расход, замеренный (рис. 32) при испы-
тании дизеля,
. = 52 кг/ч; при этом х*"’ = ~^— = 0,1155.
ч (х.х) ' г две 45Q
78
Таблица 13
Определяемые величины Частота вращения вала, об/мин
1000 | 800 | 600 400
Отношение пх.х1п 1,0 0,8 0,6 0,4
Величина (ях.хМ)1,5 1,0 0,715 0,465 0,25
Коэффициент ХдВС по формуле (126) . 0,119 0,085 0,0552 0,0298
Расход топлива Вч(х х) (по расчету) . . Коэффициент ХдВС (по данным испыта- 54,0 38,2 24,8 13,4
ний) Расход топлива Вч(х х) (по данным испы- 0,1155 0,078 0,052 0,0282
таний) 52,0 36,0 23,4 12,7
Пользуясь выражением (126) и (127), находим коэффициенты хо-
лостого хода дизеля при разных частотах вращения вала, в том числе
для минимальных пх,х = 400 об/мин (табл. 13).
2. Тепловозный дизель Д50 с газотурбинным наддувом без охлаж-
дения воздуха.
Основные параметры:
эффективная мощность Ne ..................... 1000 л. с.
удельный расход топлива Ье.......... 181 г/э. л.с.ч
номинальная частота вращения вала п 740 об/мин
минимальная частота вращения вала
их.х.................................... 270 об/мин
механический к.п.д. г]м.................... 0,843
давление наддува рк...................... 1,35 кгс/см2
Расход воздуха дизелем GB = 5039 кг/ч, коэффициент избытка
воздуха в цилиндре ац = 1,92 (при номинальной мощности).
Как в примере 1, определяем расчетом (см. табл. 11):
мощность сжатия /V/ сш ................... 936 л. с.
мощность механических потерь AfMex • 186 л. с.
коэффициент относительной затраты
мощности z .............................. 0,528
мощность механических потерь, не за-
висящих от нагрузки, при расчетной
частоте вращения определяется по
условному механическому к.п.д. т)® . 0,97 (см. рис. 29):
1—4°
Д/ ° — А/ м —
2V мех — Л е й “
1—0,97
= Ю00------------ 30 л. с.
0,97
Коэффициент £ для двигателя
Д50 с газотурбинным наддувом
А^мех — 186—30
С = —--------------------- 0,839.
А^мех 186
Рис. 32. Изменение расхода топлива
дизелем Д70 на холостом ходу
79
Коэффициент холостого хода при п = 740 об/мин
Миех [£*+(1 —£)] _ 186(0,839-0,19+0,161) =
двс—______________________________________________________I 1 \ / 1 \
Л^мех+Л^г сж I 1— I + ^e 186 + 936 1 1— ) + 1000
\ Z / \ U,OZo у
= 0,174.
pv 1.35
Здесь х — 0,19 при — = 0,024 (см. рис. 30).
Pz ОО
Коэффициент холостого хода при минимальной частоте вращения
вала пх.х = 270 об/мин
++= 4+(2+)''В-°.174 о-0437-
Замеренный при испытаниях расход топлива дизелем на холостом
ходу при п = 740 об/мин (рис. 33) равен в!Г(х.х) = 33 кг/ч, что
соответствует коэффициенту холостого хода
в(л)
(П) _ цч (х.х)
двс “ вч
33
18?
0,182,
а при минимальной частоте вращения пх.х = 270 об/мин В,”*.*) =
= 7,3 кг/ч, что соответствует хдвс^ = 0,0402.
Коэффициент холостого хода для пх.х = 740 об/мин с учетом за-
траты мощности на привод вентилятора (Л/в = 40 л. с.)
^’вс (В) = 41с + /х.х (В) (1 — 41с) = о, 174 + 0,04 (1 -0,174) = 0,207,
где /х х (в) = 40 = 0,04.
/x.xw 1000
При испытаниях дизеля получено (см. рис. 33) Вч"х.х)в=39 кг/ч,
что соответствует коэффициенту хдвс(в) при включенном венти-
д(л) QQ
ляторех^с(в) = —тг— = 181 =0,216.
3. Тепловозный дизель 2Д100 с приводным объемным нагнетателем
без охлаждения наддувочного воздуха.
Основные параметры:
эффективная мощность Ne....................... 2000 л. с.
удельный расход топлива Ье................ 175 г/э.л.с.ч
номинальная частота вращения вала п 850 об/мин
минимальная частота вращения вала
лх#х..................................... 400 об/мин
механический к.п.д. т]м............... 0,77
давление наддува рк................... 1,35 кгс/см2
80
Расход воздуха дизелем
9400 кг/ч, коэффициент из-
бытка воздуха в цилиндре
ац = 1,85 (при номинальной
мощности).
Расчетом определяем
(см. табл. И):
мощность сжатия Сж=
= 2000 л. с.;
Рис. 33. Результаты испытания тепловозного
дизеля Д50:
1 — вентилятор включен; 2 — вентилятор выключен
мощность механических
потерь Л/мех = 598 л. с.
Коэффициент относитель-
ной затраты мощности z =
= 0,565.
Мощность механических потерь, не зависящих от нагрузки при
расчетной частоте вращения, здесь состоит из мощности собственных
потерь, которые можно определить по условному механическому
к. п. д. т]м = 0,985 (см. рис. 29):
= 2000-^^-30,4 л. с.
и из мощности, затрачиваемой на привод объемного нагнетателя и
равной 150 л. с.
Коэффициент £ для дизеля 2Д100
30>4+150 — 0,697.
Миех 598
Коэффициент холостого хода при п = 850 об/мин
НИ) _ ^мех[£х-(1-Ч)]
ДВС ~ Г”\ “
Nмех + еж ( 1 — J 4“
= 598 (0,697.0,165 + 0,303) _ о 24
598+2000 ( 1 — —-—) +2000
\ 0,565 /
Здесь х = 0,165 при — « 1,35 =0,016.
Pz 85
С учетом расхода мощности на привод вентилятора (на летнем
режиме 80 л. с.):
Х$С(В) = х$с + /х.х.в (1 -х$с) = 0,24 + 0,04 (1 -
— 0,24) = 0,27,
где /хх(в)=-^ = 0,04.
ZX.XW 2000
81
Коэффициент холостого хода при минимальной частоте вращения
*д§с ’ = *двс ( " = 0,24 (_400_\1,5 = 0 078
две две \ п ) ’ \ 850 )
Во время испытаний дизеля (см. рис. 34 и рис. 28) при работе двух
рядов топливных насосов был получен для п = 850 об/мин расход
Ячи.х) = 86,5 кг/ч, что соответствует при расчетном расходе топли-
ва Вч = 350 кг/ч коэффициенту
И") =
Лдвс
о(«)
д ч (х.х) __
Вч
86,5
350
0,247,
а при минимальной частоте вращения nXtX = 400 об/мин расход
Вч(х‘.х) = 30 кг/ч, что соответствует
xfe’ = = 0,0857.
двс Вч 350
4. Тепловозный дизель 10Д100 с двухступенчатым комбинирован-
ным наддувом и промежуточным охлаждением воздуха.
Основные параметры:
эффективная мощность Ne ................
удельный расход топлива Ье..........
номинальная частота вращения вала п
минимальная частота вращения вала
пх,х................................
механический к.п.д. т|м.............
давление наддува рк ................
3000 л. с.
168 г/э. л. с. ч
850 об/мин
400 об/мин
0,8
2,2 кгс/см2
Расход воздуха дизелем 15 400 кг/ч, коэффициент избытка возду-
ха в цилиндре ац = 2,1 (при номинальной мощности).
Расчетом определяем (см. табл. 11):
мощность сжатия Сж = 3240 л. с.;
мощность механических потерь Л/мех = 750 л. с.;
коэффициент относительной затраты мощности z = 0,572.
Мощность механических потерь, не зависящих от нагрузки, при
расчетной частоте вращения,
Рис. 34. Результаты испытаний тепловозного
дизеля 2Д100:
/ — вентилятор на летнем режиме; 2 — вентилятор
на зимнем режиме; 3 — вентилятор выключен
82
здесь состоит из мощности
собственных потерь, опреде-
ляемых по т]й = 0,99 (см.
рис. 29),
1 —п°
1—0,99
= 3 000--------= 30 л. с.
0,99
и мощности, расходуемой на
сжатие воздуха в приводном
центробежном нагнетателе
(вторая ступень) Л^мех2 = 0,2 • 240 = 48 л. с. где 240 л. с. —
мощность нагнетателя.
Коэффициент £ Для дизеля 1 ОД 100
Коэффициент холостого хода
у(л) ________________^мех [£*+(! —С)]___ ___
Двс- / 1 \
^мех + ^1сж( 1— j+^e
750 (0,896 0,175+0,104) n ion
=------------------------= U, 1оУ,
750 + 3240 (-^-)+3000
р., 2,2
где х = 0,175 при ----«-----=0,022 (см. рис. 30).
рг ЮО
По результатам испытаний дизеля при п = 850 об/мин получаем
Хд^с = 0,145 (см. рис. 28).
Коэффициент холостого хода при минимальной частоте вращения
х<ХХ> = Хдвс ('5 = о, 139 (—У’5 = 0,0458.
две двс^ п у 850 )
С учетом расхода мощности на привод вентиляторов при расчет-
ной частоте вращения (116,4 л. с.)
Хд^с(в) = х$с + /х.х(в) (1 -х$с) = 0,139 + 0,039 (1 -
— 0,139) = 0,173,
где /хх(в) = -^- = 0.039.
/Х.Х(В) 3000
5. Тепловозный дизель 11Д45 с двухступенчатым комбинирован-
ным наддувом и промежуточным охлаждением воздуха.
Основные параметры:
эффективная мощность Ne.................. 3000 л. с.
удельный расход топлива Ье........... 172 г/э.л.с.ч
номинальная частота вращения вала п . 750 об/мин
минимальная частота вращения вала
(на холостом ходу) лх.х.................. 400 об/мин
механический к.п.д. т|м.............. 0,81
давление наддува рк................ . . 2,23 кгс/см2
Расход воздуха дизелем 12 600 кг/ч, коэффициент избытка воз-
духа в цилиндре ац 1,69 (при номинальной мощности).
Расчетом определяем:
мощность сжатия Nt Сж = 3300 л. с.;
мощность механических потерь NMex = 703 л. с.;
коэффициент относительной затраты мощности z = 0,571.
83
Мощность механических потерь, не зависящих от нагрузки, при
расчетной частоте вращения
1__«0 1__о 99
л^„°ех 1 = Ne--— = 3000---------— = 30 л. с.,
ПЙ 0-99
где т]£ = 0,99 (см. рис. 29);
^Sex2 = 240 • 0,2 = 48 л. с„
где 240 л. с. — мощность приводного центробежного нагнетателя.
Таблица 14
Величины Дизели
Д50 | 2Д100 | юдюо I 1 11Д45 | Д70
Тактность Характеристика наддува (см. 4 2 2 2 4
табл. 9) тк ПРН тк, ПЦН тк, ПЦН,ОВ тк, ов
Механический к. п. д 0,843 0,77 0,80 0,81 0,878
Коэффициент £ Величина 1 ) 0,839 0,697 0,896 0,89 0,928
0,219 0,324 0,324 0,39 0,251
Отношение pv/pz 0,024 0,016 0,022 0,0207 0,0213
Коэффициент х 0,19 0,165 0,175 0,17 0,173
Коэффициент z Мощность, потребляемая вен- 0,528 0,565 0,572 0,571 0,544
тиляторами Мв, л. с Коэффициент холостого хода 40 45 116,4 116,4 -100
хдвс ПРИ расчетной частоте
вращения вала, вычисленный по формуле (120)* .... 0,174 0,24 0,139 0,132 0,12
0,207 0,27** 0,173 0,24
Расход топлива В^Х)> К17ч (по расчету)** Коэффициент холостого хода 31,5 84 — 69,2 54
37,5 95** — 126 —
хдвс (по Данным испыта- 0,182 0,247 0,145 0,136 0,1155
ний)* 0,216 0,288 —
Расход топлива В^х х), кг/ч 33,9 86,5 70 52,0
(по данным испытаний)** Коэффициент холостого хода 39,0 101 — — —
^двс^ вычисленный 110 Ф°Р“ муле (127) 0,0437 0,078 0,045 0,0515 0,03
Расход топлива B^.x), кг/4
(по расчету) Коэффициент холостого хода 7,3 27,4 — 26,6 13,5
(п0 Данным испытаний) Расход топлива В^хх)\ кг/ч 0,0402 0,0857 — 0,0476 0,0282
(по данным испытаний) . . . 7,3 30,0 — 25,0 12,7
* Вентилятор на летнем режиме.
** Для включенного вентилятора.
84
Рис. 35. Данные испыта-
ний дизеля 11Д45
Коэффициент £ для дизеля 11Д45
<- . i+M’ 9 30+48
£ = 1----мех1 мех2 = 1------3— = 0,89.
Ммех 703
Коэффициент холостого хода при расчетной частоте вращения
вала
,(п} _ Миех [&* + (!-С)] __ 703(0,89.0,17 + 0,11)
ДВС“ / 1 \ — / 1 \
Л^мех + ^сж 1-— + ^е 703+3300 1-——U3000
\ z J \ 0,571 /
Коэффициент холостого хода при минимальной частоте вращения
+Лх.х> — х(п)
Лдвс ’ Лдвс
1,5 = 0,132 (—Y,5 = 0,0515.
Расчет по данным испытаний дизеля дает хдвс = 0,136 (см. рис. 28)
и = 0,0476 при = 25 кг/ч (рис. 35) и Вч = 525 кг/ч.
Результаты проведенных расчетов сведены в табл. 14.
Значения коэффициента х^с, вычисленного по формуле (123),
приведены в табл. 15.
Таблица 15
Величины Дизели
Д50 | 2Д100 | юдюо 11Д45 Д70
Коэффициент х^ с, вычислен- ный по формуле (123) ... 0,169 0,236 0,148 0,127 0,124
Коэффициент х^с, по данным испытаний 0,182 0,247 0,145 0,136 0,1155
Расхождение результатов рас- чета и испытаний —7,0 —4,1 +4,1 —6,5 +7,3
Коэффициент ХдвС, вычислен- ный по формуле (120) . . . 0,174 0,24 0,139 0,132 0,12
Расхождение данных расчета и испытаний —4,0 —2,7 —4,0 —3,0 +4,0
Величина [^х + (1 — £)] . . . ’ 0,320 0,418 0,260 0,223 0,229
85
Как видно из табл. 15, результаты расчета по формуле (123) ме-
нее точны, чем по формуле (120), однако в обоих случаях результаты
близки к опытным данным.
§ 15. ЗАВИСИМОСТЬ КОЭФФИЦИЕНТА
ХОЛОСТОГО ХОДА ОТ ЧИСЛА q=t)mZ
Значения коэффициентов холостого хода хдвс при расчетной
частоте вращения вала п об/мин, вычисленные для некоторых тепло-
возных дизелей и близкие к полученным по опытным данным, позво-
ляют выявить определенную зависимость между коэффициентом хд£с
и произведением механического к. п. д. т]мна коэффициент относитель-
ной затраты мощности z
о = Пм?-
(128)
Закономерность можно проследить по данным табл. 16 и по рис. 36.
Видим, что с увеличением о коэффициент холостого хода хд$с
уменьшается. Объяснить это можно следующим образом. Подставим
в равенство (128) значение z из выражения (113)
<* = Пм ---(Г)Г\^Г~1)^с)ж<Х'Х)- • (129>
ах.х (х.х) (ях.х-1) Лг СЖ
Следовательно, рост о определяется увеличением механического
к. п. д. Т1м, относительным уменьшением коэффициента избытка воз-
а{п}
.X
духа —ц при холостом ходе, температуры начала сжатия воздуха
Рис. 36. Зависимость
коэффициента хдв
от величины су:
ф — по формуле (120); X —
по формуле (123); О — опыт-
ные точки
— , степени повышения давления при
* v
Л х.х
сжатии ——, а также относительного увели-
чения внутренних к. п. д. при сжатии
п(л)
I/ сж(х.х)
Лг сж
Указанное изменение перечисленных величин
способствует снижению коэффициента холо-
стого хода Хдвс-
С другой стороны, увеличение коэффи-
циента относительной затраты мощности z
приводит к уменьшению экономичности дви-
гателя при номинальной мощности. Здесь
сказывается положение, по которому меро-
приятия по снижению расхода тепла при ма-
лых нагрузках и холостом ходе приводят к па-
дению к. п. д. при больших нагрузках.
86
Таблица 16
Величины Дизели
2Д100 | Д50 | 10Д100 | 11Д45 Д70
Механический к. п. д. т|м . . 0,770 0,843 0,800 0,810 0,878
Коэффициент z 0,565 0,528 0,572 0,571 0,541
Произведение т]м z Коэффициент С (по данным 0,435 0,446 0,457 0,462 0,477
испытаний) Коэффициент *двС, вычислен- 0,247 0,182 0,145 0,136 0,114
ный по формуле (120) . . . 0,240 0,174 0,139 0,132 0,120
Поэтому выбор оптимальных расчетных условий для двигателя дол-
жен определяться преимущественной нагрузкой его в эксплуатации
и значением коэффициента холостого хода (см. § 37).
Установим влияние отдельных параметров на изменение а.
1. Влияние относительного изменения коэффициента избытка воз-
АахПх
духа —— в цилиндре.
Дадим малое приращение коэффициенту избытка воздуха при
холостом ходе Да<п> предполагая, что . = TVf nSnl = л и
Л.Х 1 Х.Х
Чсж(х.х) = Лгсж’
да
Тогда Дст =-----------. (130)
5ах"х а
а
Дифференцируя выражение (129), находим
да _ 1
Чм >
да(хЛ)х [а<")хР
а
1 Да^„ Да<п)
Д<Г = Пм , , ?JL=_4 L2L, (131)
а а
А = г]
1
где
АЩ-х)
Тогда
2. Влияние относительного изменения температур
Принимаем а£> = а, П^.х)
да
Дсг =------------------------
^Х.Х)
Tv
П/ Сж> = Я.
А^х.х)
Tv
(132)
87
Дифференцируя выражение (129), находим:
да ________ 1
dTvtx ~ ~Т1м [Т*") Р ’
V (Х-Х) L7V(X.X)’
Т
* V
где
л<*= — пм———
ГТЧЛ) 12
L2 V(X.X)J
v (х.х) _ ______g
т
л V
1
дт(«)
у (х.х)
Т
V
(133)
ГуЧ") 12
L2 V(x.x)J
1
К. п.
д.
А Л/ сж (х.х)
3. Влияние относительного изменения
Предполагаем = а, Т\^х х) = Tv,
Лг с?й
Л.
Тогда д^. dg . ^Л/ СЖ (Х.Х) дт1!”ж (х.х) Т)/ с,к (134)
Лг сж
И далее:
да - . Да — п Ат)< сж(х.х) _ Q Ат1?сж (х.х) (135)
дт^сжр. Чм» Чм ь , Лг сж Л* сж
Л* сж
где С = т]м. 4. Влияние относительного изменения отношения давлений ДяхПх Л
Принимая а (л) = гл’ = Тл»* тН'2) = Г). х.х 1 v (х.х) 1 v’ Ч/Сж(х.х) Чгсж>
находим: до ДЛуЧ А п — . • (136)
дли • t dn(n) n х.х
Л
dcr tn [n^)x]w“"1 — 1) (137)
Эл<п>х “ Лм М»хг-1}2
Л
И
До= —т]ь (nw-l) . Ая^>х =_D A4n)x (138)
* МП,хГ-Ф
m Г И О Л Y1 [<п)х]'п~1(л'п-1)
1де и г]м Мп,хГ-О2
88
Знак «минус» в выражениях (131), (133) и (138) отражает противо-
положное влияние изменений <фл>, х), на величину ст.
Величины коэффициентов А, В, С и D, очевидно, определяют влияние
изменений рассмотренных выше параметров.
Пусть, например, л = 30, = 50, = 4,5, т]м = 0,87,
т = = 0,29.
Тогда
А = Пм —!— = = 0,043;
1ахп)х]2 4,52
(пт — 1) 0,87-0,29-50-°-71 (ЗО0-29 —1)
D = пм —L2L2J--------------— =------------------------------- = 0,0069.
{[Ч">х]т-1}2 (50°-29 —1)2
Дпх"х
Это означает, что относительное изменение---------- — сказывается
л
на увеличении ст и соответственно на уменьшение х^с в = 6,2
раза меньше, чем относительное изменение коэффициента избытка
Да^
воздуха —— .
х.х
дт(п)
—почти не сказывает-
* V
0.
Относительное изменение температуры
ся, так как в выражении (133)
В = т1м ---------
гт-Ч/г) 12
V (x.x)J
Наибольшее влияние, как видно из выражения (135) (С = т]м),
сж(х.х)
оказывает относительное изменение к. п. д.-------------- , отражаю-
Лг сж
щее потери при сжатии.
Полученные выше зависимости для расчета расходных характе-
ристик по мере накопления опытных данных должны, естественно,
уточняться.
§ 16. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ
ТЕПЛОВОЗНОЙ ТЯГИ
Для оценки энергетической эффективности тепловозной тяги поль-
зуются коэффициентом полезного действия и удельным расходом топ-
лива (на измеритель Ю4 ткм брутто).
К. п. д. тепловозной тяги — это отношение полезной работы теп-
ловоза, отнесенной к ободу колеса, к теплу, подведенному с топливом;
он выражается также в виде произведения составляющих к. п. д.
Лтв ЛеЛпЧс.нПвн» (139)
89
где т]е — эффективный к. п. д. тепловозного дизеля (т]е =
= 0,34 4- 0,42),
Пе = П.Лм, (140)
здесь г|г = 0,41 0,58 — расчетный индикаторный к. п. д.
дизеля;
Лм — 0,81 4- 0,88 — расчетный механический к. п. д.
дизеля;
т|п — к. п. д. передачи тепловоза; при электрической пере-
даче т]п = 0,8 4- 0,85;
Лс.н — коэффициент, учитывающий собственные нужды дви-
гателя;
Лвн — коэффициент, учитывающий расход мощности на при-
вод вспомогательных устройств локомотива.
К. п. д. т]тв можно рассматривать как к. п. д. тепловозной тяги
нетто, так как в нем учтены расходы мощности на собственные нужды
двигателя и вспомогательные устройства локомотива. Это характер-
ный показатель для оценки энергетического уровня локомотивной
тяги, особенно при сравнении разных видов тяги с различным относи-
тельным расходом мощности на собственные нужды (как, например,
при сравнении с газотурбовозом).
Для оценки энергетического уровня тепловоза целесообразно вос-
пользоваться к. п. д.
Я?В = 'ПеЛпПс.н. (141)
где Пс.н=—? ' (142>
Произведение ЛеПс.н = Лг.у аналогично к. п. д. генерации энер-
гии нетто на электростанциют]”, входящему в выражение (90) для к. п.д
электрической тяги.
При высоком значении к. п. д. т]е современного дизеля энергетиче-
ский уровень тепловозной тяги оценивается величиной
Птв = ПеПпПс.н'Пвн = °,44 • 0,83 • 0,9 = 0,326.
Здесь принято т]е = 0,44, т]п = 0,83 и т]с>н, т)Вн = 0,9 согласно
данным табл. 17, где приведены величины к. п. д. некоторых тепловых
дизелей [4, с. 102—103].
Удельный расход топлива, отнесенный к измерителю 104 ткм брут-
то, является показателем тепловой экономичности локомотива. Ис-
пользуя его можно сравнивать по экономичности различные виды ав-
тономной тяги:
&=------. (143)
427-7000r]TB v 104 ткм бр.
Соответственно эксплуатационный к. п. д.
=--------Лтв-----------10^7--- (143а)
(1 + Ai) (1 +Д2) 427-7000/?
90
где I — коэффициент перевода механической работы локомо-
тива в перевозочную (§ 11);
1 + — коэффициент, учитывающий увеличение удельного рас-
хода топлива вследствие отклонения режима работы
локомотивного двигателя от расчетного по нагрузке
и частоте вращения вала. Он может быть выражен
следующим образом.
Пусть Nq — эффективная мощность, ап' — частота вращения вала
дизеля, при которой определяется удельный расход топлива. Из вы-
ражения (102) находим для нагрузки при нерасчетной частоте вра-
щения вала д':
в™
в^
“Лдвс
В™
Ue ' Ne
п(я) д(н) d(h)
ч х.х ч
Л^е ’ Л/е
1 —хм
f 1- 1 ЛДВС
(144)
е
где bW — удельный расход топлива дизелем при расчет-
ной нагрузке Net и расчетной частоте вращения
вала и;
f — коэффициент нагрузки дизеля;
Вп'
Лдвс = ---коэффициент холостого хода для п' об/мин;
Bw
Лдвс = — коэффициент холостого хода для п об/мин.
Вц
Тепловозные двигатели с электрической передачей практически
работают по генераторной характеристике, при которой имеет место
определенная зависимость между мощностью и частотой вращения
дизеля п об/мин. Этим следует руководствоваться при расчете ожидае-
мых удельных расходов топлива. Если исходить из фактической или
предполагаемой генераторной характеристики, то, пользуясь выраже-
нием (144), можно получить зависимость удельных расходов топлива
для всего диапазона изменения мощности дизеля от холостого хода
до номинальной, а следовательно, и общих расходов топлива. Полу-
чаемая таким путем характеристика выражает зависимость расхода
топлива в единицу времени от мощности при соответствующей частоте
вращения. Это расходная зависимость по генераторной характеристи-
ке, для которой в случае прямолинейной закономерности выражение
общего расхода (102) приводится к виду:
Q _^(лх.х)
в'=в,х^+^ 4 ;(хх)
91
Таблица 17
Дизели
Величины Д50 2Д100 6Д100, 9Д100 10Д100 1Д40 14Д40 ИД45 Д70А Д70Б 5Д49
Эффективная мощность в цилиндре, э. л. с. ... 167 200 250 300 167 187 187 187 250 187
Номинальная частота вра- щения, об/мин 740 850 850 850 750 750 1000 1000 1000 1000
Давление наддува, кгс/см2 1,35 1,35 1,90 2,2 2,05 2,23 2,45 2,50 2,8 2,3
Эффективный к. п. д. . . . 0,344 0,360 0,383 0,379 0,34 0,364 0,413 0,44 0,413 0,396
Механический к. п. д. 0,843 0,77 0,80 0,80 0,81 0,81 0,878 0,925 0,893 0,862
Индикаторный к. п. д. . . 0,41 0,47 0,47 0,466 0,44 0,45 0,470 0,476 0,462 0,46
Удельный индикаторный расход топлива, г/л. с. ч. 152 133 133 134 140,5 136 133 131,5 134 134,5
Удельный эффективный рас- ход топлива, г/л. с. ч. . 181 175 165 168 175,5 175,0 151 142 151 151
Лс.н. Лв.н 0,9 0,9 0,9 0,9 0,9 0,9 0,9 0,9 0,9 0,9
К. п. д. передачи .... 0,82 0,82 0,82 0,82 0,82 0,82 0,82 0,82 0,82 0,82
Расчетный к. п. д. локомо- тива: брутто ..... ... 0,286 0,295 0,314 0,311 0,279 0,298 0,342 0,361 0,339 0,325
нетто 0,257 0,265 0,283 0,280 0,251 0,268 0,31 0,325 0,305 0,293
Расчетный удельный расход (нетто) кг/104 тскм: рс = 2,5 кгс/т .... 22,40 21,8 20,4 20,6 23,0 21,5 18,6 17,7 18,9 19,7
рс = 4,25 кгс/т .... 38,2 37,1 34,6 35,0 39,0 36,6 31,6 30,1 32,1 33,5
рс = 6,0 кгс/т .... 54,2 52,3 49,0 49,5 55,1 51,6 44,6 42,6 45,4 47,4
а удельного расхода соответственно
Ne
ДВС д_ 1 гГхл
— 1 ЛДВС
(144а)
Из выражения (144) коэффициент увеличения удельного расхода
h'(n') у(п')
1+Д1 = -^Г = ^£ + 1-^с- (145)
При п' = п и f = 1 имеем 1 + Дх = 1. При пользовании в расчетах
зависимостью по генераторной характеристике (144а)
к' Х(пх.х)
1 + Д1.4 = Лд^+1_хй.х), (145а)
где 1 + Ai = 1 при f = 1.
В более общем виде речь может идти о многих мощностных харак-
теристиках, показанных на примере тепловозного дизеля с гидропере-
дачей (см. рис. 66). Для каждой из них указанным способом можно
рассчитать расходную характеристику, исходя из зависимости мощ-
ности дизеля от частоты вращения. Зависимость мощности, восприни-
маемой гидропередачей, от частоты вращения здесь соответствует гене-
раторной характеристике при электрической передаче.
1 + Д2 — коэффициент, учитывающий дополнительный расход топ-
лива на стоянках, при маневрах, на пуск двигателя, вследствие изме-
нения климатических условий.
Для расчетного режима
106 / 0,3341 кг усл. топлива (146)
427-7000 т|тв т]тв 104ткм бр.
В табл. 17 приведены вычисленные по формуле (146) удельные
расходы топлива на измеритель тепловозами разных типов (при QB =
ккал \
= 10 150 1. Для сравнения принимаем средний фактический удель-
ный расход топлива по данным Главного топливного управления МПС
за 1975 г. По этим данным удельный расход топлива по всей сети для
тепловозов составил 49,7 кг/104 ткм брутто, 44,7 нетто при соответст-
вующем к. п. д. 21,9%. Мы видим, что средний эксплуатационный
удельный расход по сети значительно выше, чем расчетный, если ориен-
тировочно принять его для среднего профиля (рс = 4,25 кгс/тс).
Превышение среднего удельного расхода по всей сети над расчет-
ным для тепловоза ТЭЗ составляет
44,7-37J=;20 50//0j
37,1
Соответственно снижение к. п. д. тепловозной тяги
26,5-21,9 1()0 = 17 Зб%.
26,5
93
Превышение среднего эксплуатационного удельного расхода над
расчетным для тепловоза с дизелем 5Д49 составляет по среднему зна-
чению для сети
44,7-32,1 100 = 39,3% .
32,1
Соответственно снижение к. п. д. тепловозной тяги по среднему зна-
чению для сети
30,5 -21,9 100 = 28,2%.
30,5
Здесь, как при электрической тяге (§ 11), снижение среднеэксплуа-
тационного к. п. д. связано с отклонениями от расчетного режима ра-
боты двигателя, оказывает влияние также маневровая работа. Боль-
шую роль играет наличие в парке локомотивов с несовременным по
экономичности оборудованием, хотя по «возрасту» парк относительно
«молодой» (по сравнению с парком электростанций). Как видно из
табл. 17, различие в эффективном к. п. д. отдельных тепловозных дви-
гателей достигает 29,4%.
Перевозочная работа локомотива за год [5, с. 340] определяется
по формуле
Г = QV — 75,3600 2£/о = °>27^р ?0 efo 1°4 ткм бр. (147)
х 106/ / год *
где г0 — число часов работы локомотива в году;
/0 — коэффициент нагрузки локомотива по мощности, разви-
ваемой на ободе колес;
е — отношение времени чистого движения ко всему времени
работы локомотива;
— расчетная мощность локомотива на ободе колес,
^р ~ Nq Т|п Лс-н Лвн. (148)
§ 17. к. п. д. локомотивной тяги
КАК ПОКАЗАТЕЛЬ СРАВНИТЕЛЬНОЙ ОЦЕНКИ
ЭНЕРГЕТИЧЕСКОГО УРОВНЯ
Сравнивая к. п. д. тепловозной тяги согласно равенству (139) со
значением к. п. д. электрической тяги (90), необходимо отметить.
По расчетному энергетическому уровню генерации отпускаемой
энергии, отнесенной к шинам электростанции для электрической тяги
и дизелю для тепловозной тяги, и с учетом к. п. д. использования этой
энергии локомотивами оба названных вида тяги почти идентичны.
Действительно, для тепловозной тяги при расчетных условиях имеем
(см. § 16)
г)тв = 0,44 • 0,9 • 0,83 = 0,326.
94
Для электрической тяги (§ 11) при расчетных условиях (без учета
потерь на передачу электроэнергии)
Пэв = 0,43 * 0,93 • 0,78 = 0,312.
При этом потенциальные возможности цикла электростанции, как
было указано ранее, обеспечивают дальнейший рост к. п. д., в то вре-
мя как такие возможности у дизеля ограничены.
Однако, если исходить из полученного полного энергетического
к. п. д. электрической тяги т]эв = 30% с учетом к. п. д. передачи элек-
трической энергии, то можно прийти к выводу, что энергетический
уровень тепловозной тяги выше, чем электрической.
Естественно, передача электроэнергии связана с потерями энер-
гии, что несколько снижает энергетический к. п. д. электрической
тяги.
Следует также отметить, что при сопоставлении электровоза с теп-
ловозом по энергетическому уровню в связи с требуемым анализом
отдельных составляющих энергетического к. п. д. возникает вопрос
о целесообразности рассмотрения потери энергии по перевозке топли-
ва. Для тепловоза имеются в виду потери по доставке топлива к локо-
мотиву и транспорту запаса расходуемого топлива по путевой маги-
страли. Роль последних потерь для тепловоза представляет интерес
в связи с рассмотрением для электровоза потерь электроэнергии
(см. § И) от места присоединения к системе до электровоза — в кон-
тактной сети путевой магистрали и тяговой подстанции.
Учет потерь по доставке топлива к электростанции, когда энерге-
тический уровень электровоза определяется исходя из условий гене-
рации электроэнергии на электростанции, выражен в виде показателя
(92), дополняющего показатель передачи электроэнергии в данной
энергосистеме. Естественно, в этом случае возникает потребность
в учете аналогичной потери по доставке топлива к сопоставимому
тепловозу.
В связи с рассматриваемым вопросом следует отметить роль рас-
ходов энергии на перевозку топлива. Оказывается, что весьма невели-
ки расходы механической энергии на перевозку топлива и особенно
жидкого при тепловозной тяге.
Результаты расчетов расхода топлива на его транспортировку,
исходя из перевозочной работы 104 ткм при среднеэксплуатацион-
ном удельном расходе жидкого топлива (Q£ = 10 000 ккал/кг)
44,1 кг/104 ткм, приведены в табл. 18.
Для примера рассмотрим расчет жидкого топлива на перевозку
44,1 кг топлива на расстояние 1500 км:
А D 44,1 • ю-з. 1500 .. . А Л1_
кВ =—------------44,1 = 0,417 кг топлива.
(1 — 0,3) Ю4
Относительный расход топлива на его перевозку невелик по срав-
нению со средней величиной потерь при передаче электрической энер-
гии по высоковольтной линии (4—7%). Он также намного ниже по-
95
Таблица 18
Расчетные величины Протяженность перевозки, км
300 | 500 700 | 900 | 1100 | 1300 1500
Количество перевозимого топ- лива при показателе 104 ткм, кг 44,1 44,1 44,1 44,1 44,1 44,1 44,1
Расход топлива на перевозку 44,1 кг топлива при коэффи- циенте тары 0,3 кг .... 0,0833 0,139 0,195 0,25 0,3 0,36 0,417
То же в % к весу перевози- мого топлива 0,19 0,31 0,44 0,56 0,7 0,82 0,95
терь в контактной сети локомотивной магистрали и тяговой подстан-
ции, составляющих, согласно § 11, 4,4% при
1 — ПгПк.с = 1 —0,98 • 0,975 = 0,044.
Но сопоставление денежных затрат на передачу электроэнергии
и транспортировку топлива свидетельствует о совершенно других
результатах. При денежном сопоставлении по общему энергетиче-
скому уровню тепловоза и электровоза может представить некоторый
интерес учет влияния перевозок топлива.
Такая же картина имеет место при определении относительных рас-
ходов топлива на его перевозку в стоимостном выражении. В табл. 19
[3] приведены отношения тарифа на железнодорожную перевозку на-
турного угля к его цене в зависимости от дальности расстояния. При
радиусе перевозки 1000 км это отношение составляет по АШ 49,6%,
кузнецкому углю — 58,6 и Иртышскому — 120,8%.
Естественно, в стоимость транспорта энергии входят не только
затраты энергии на передачу и перевозку, но и трудовые и материаль-
ные затраты. Значение имеют также характерные для перевозок до-
полнительные расходы энергии на вспомогательные транспортные про-
цессы и вследствие недогрузок локомотивов и порожних пробегов в об-
ратном направлении, которые не включены в учитываемые тонно-
Таблица 19
Расстояние перевозки угля, км Тариф на перевозку угля франко-станция отправления к его цене, %
АШ Т гм Бого- слов- ский Ир- тыш- ский Кузнецкий
ТМ | пссш
301—330 19,4 13,2 13,4 41,7 47,2 22,9 22,0
511—540 27,8 18,9 19,2 59,7 67,6 32,8 31,5
721—760 37,3 25,4 25,8 80,2 90,4 44,1 42,4
1001—1050 49,6 33,7 34,3 106,7 120,8 58,6 56,3
1201—1250 55,8 38,0 38,6 120,1 136,0 66,0 63,4
1501 — 1600 66,7 45,4 46,1 143,5 162,4 78,8 75,7
1701—1800 75,4 51,3 52,2 162,2 183,6 89,1 85,6
2001—2100 88,2 60,0 61,0 189,8 214,8 104,3 100,2
9 6
километры. Последнее имеет особенно большое значение при перевоз-
ке жидкого топлива. Вот почему при оценке экономической целесооб-
разности того либо другого вида тяги показатель доставки энергии
к локомотиву может быть оценен лишь на основании ее полной стои-
мости. Сопоставление электровоза с тепловозом по энергетическому
уровню возможно лишь на базе анализа отдельных составляющих
энергетического к. п. д. или пользования для электрической тяги
к. п. д. (без учета потерь на передачу электрической энергии).
§ 18. ЛОКОМОТИВНЫЙ ГАЗОТУРБИННЫЙ ДВИГАТЕЛЬ
Общие сведения. Внедрение газовой турбины в качестве первич-
ного двигателя локомотива встречает затруднения. Несмотря на боль-
шие потенциальные возможности, которыми она располагает, почти
все газотурбовозы, выполненные по наиболее простой схеме одноваль-
ной газотурбинной установки (ГТУ), практически себя не оправда-
ли из-за неэкономичного расходования топлива. Эксплуатационный
удельный расход топлива на измеритель, как и следовало ожидать,
оказался намного больше, чем у тепловоза.
Для одновального газотурбинного двигателя наиболее простой
схемы (рис. 37), нашедшего применение на газотурбовозах, эффектив-
ный к. п. д. при температуре газа перед турбиной 700—800° С и наи-
более благоприятных расчетных условиях может быть получен не
выше 20—23%. Экономичность газотурбинного двигателя резко сни-
жается при недогрузках, как видно на рис. 38, где показано влияние
нагрузки на к. п. д. газотурбинного двигателя и дизеля. Здесь приняты
для газотурбинного двигателя регенерация тепла и регулирование ча-
стоты вращения вала компрессора, что благоприятно сказывается на
работе ГТУ при недогрузках. Коэффициент холостого хода газотур-
бинного двигателя достигает 25—35%.
К. п. д. газотурбинного двигателя может быть увеличен до значений
к. п. д. двигателя внутреннего сгорания, и экономичность его при не-
догрузках резко повышена, однако при развитой тепловой схеме.
Перспективы увеличения экономичности газотурбинного двига-
теля связаны непосредственно с повышением его единичной мощности
Рис. 37. Схема одновальной газотур-
бинной установки:
1 — компрессор; 2 — газовая турбина; 3 —
камера сгорания
0 10 20 30 40 50 60 10 во 90 100
Рис. 38. Зависимости к. п. д. дизеля
(/) и газотурбинного двигателя (2)
от нагрузки
4 Зак. 1122
и температуры газов перед турбиной. Рост температуры газов перед
турбиной способствует резкому снижению коэффициента избытка воз-
духа в камере сгорания и, следовательно, расхода воздуха в цикле.
Это не только уменьшает потери работоспособности в камере от необ-
ратимого горения (см. § 6), но и сокращает затрату мощности на сжа-
тие в компрессоре, снижает вес и габариты установки (рис. 39).
Главные трудности заключаются в создании недорогих жаропроч-
ных материалов, необходимых при повышении температуры газа перед
турбиной, а также в ограниченной возможности применения тяжело-
го жидкого топлива при высоких температурах газа вследствие вана-
диевой коррозии.
Для иллюстрации возможностей газотурбинной установки на
рис. 40 показаны результаты расчетов [7] к. п. д. т]е многовальной
ГТУ с регенерацией, многократным подводом тепла и охлаждением
воздуха согласно схеме рис. 41. Кривые, изображенные сплошными
линиями, получены для температуры газов перед турбиной Т3 =
= 1073° К и температуры воздуха перед компрессором 7\ = 288° К
при политропных к. п. д. турбины и компрессора т]тп = т)кц = 0,85
и механических к. п. д. т]м = Лм = 0,98. Штриховые кривые получены
для Т3 = 1473° К, Л = 293° К, Лтп кп = 0,9 иЛ'м = Лм = 0,98.
Степень регенерации в обоих случаях ср = 0,76. Мы видим, что в пер-
спективе возможно повышение к. п. д. ГТУ до 55% при температуре
Т3 = 1200° С. Оптимальная степень повышения давления при этом
значительно увеличивается.
Некоторые возможности ГТУ могли бы быть использованы на ло-
комотиве и при простейшей схеме для компенсирования перерасхода
топлива, однако они до сего времени не реализованы, например вы-
полнение ГТУ большой мощности в одной секции. Увеличение единич-
ной мощности газотурбовоза, если, конечно, это соответствует усло-
виям требуемой фактической нагрузки двигателя, приводит при вы-
соком коэффициенте мощности на грузонапряженных линиях к эконо-
мическим выгодам. Между тем выполненные газотурбовозы имеют мощ-
ности, мало отличающиеся от мощности тепловозов. Исключение со-
Рис. 39. Зависимости к. п. д. (/) и Рис. 40. Зависимости к. п. д. т|е мно-
удельного веса (2) ГТУ от темпера- говальной ГТУ от числа ступеней
туры газа перед турбиной сжатия z и степени повышения дав-
ления л
98
Рис. 41. Схема многовальной
ГТУ с регенерацией, промежу-
точным охлаждением воздуха и
промежуточным подводом теп-
ла:
К — компрессор; Т — компрессор-
ная турбина; КС — камера сгора-
ния; О — охладитель; СТ — свобод-
ная турбина
ставляет дорога Юнион-Пасифик (США),
где находятся в эксплуатации газотур-
бинные локомотивы мощностью 8500—
10 000 л. с. в секции, рассчитанные на
перевозку тяжелых составов с углем.
Это обстоятельство в сочетании с благо-
приятным для ГТУ соотношением цен
на газотурбинное и дизельное топливо
и издержек по содержанию локомотивов
сыграло свою компенсирующую роль.
Простота конструкции, малый удель-
ный вес и небольшие габариты локомо-
тивного газотурбинного двигателя
(ГТД) имеют существенное значение
при конструировании высокоскорост-
ных пассажирских локомотивов.
В настоящее время в разных стра-
нах (США, Канада, Франция) созданы
или находятся в стадии опытных иссле-
дований турбопоезда, оборудованные
легкими газотурбинными двигателями
главным образом авиационного типа.
Основное назначение их — повышение
скорости междугородного пассажирского
движения на неэлектрифицированных
участках без существенных изменений
в верхнем строении пути и в подвиж-
ном составе.
В скоростном движении особенно
важно иметь небольшой вес поезда,
приходящийся на одного пассажира, чтобы ослабить действие инер-
ционных сил в процессе ускорения и торможения. Это достигается
при использовании газовых турбин. По данным зарубежного опыта
при переходе от поезда, ведомого тепловозом, к турбопоезду оказы-
вается, что 3 тс веса силового оборудования газотурбовоза заменяют
тепловоз весом 110 тс. Расходы по изготовлению сокращаются больше,
чем вдвое.
Свойственный газотурбинному двигателю пониженный центр
тяжести способствует «мягкому» вписыванию моторных вагонов
в кривые при высоких скоростях. При единичной мощности ГТД
до 1500 л. с. возможна установка его под полом вагона.
Опыт США показывает, что турбопоезд с одновальной ГТУ и гид-
ротрансформатором является дорогим и малоэффективным. Предпо-
лагается использование нескольких двухвальных турбин для привода
через механическую передачу осей вагонов, выполненных из легких
сплавов. Наибольшая мощность, которая может быть реализована
при двухосной тележке с нагрузкой от оси на рельсы 11 тс, равна
1500 л. с. Два таких двигателя обеспечивают восьмивагонному поезду
весом 250 тс на подъеме 3,3°/00 скорость движения 185 км/ч.
4* 99
Возможность применения механической передачи представляет
существенное достоинство газотурбовоза. Дело в том, что одновальная
ГТУ, как и двигатель внутреннего сгорания, не может обеспечить
необходимые тяговые характеристики локомотива при механической
передаче вращения ведущим колесам. Чтобы обеспечить наиболее
выгодные режимы работы, локомотивный двигатель должен развивать
постоянную мощность при любой скорости поезда. Это требует увели-
чения вращающего момента двигателя (или тягового усилия) с умень-
шением скорости. Чтобы преодолеть сопротивление при трогании
с места нагруженного железнодорожного состава, вращающий момент
газотурбинного двигателя должен значительно превышать величину
момента турбины при расчетной частоте вращения. В одновальной
ГТУ, где частоты вращения валов компрессора и турбины одинаковы,
с уменьшением частоты вращения ГТУ снижается количество воздуха,
подаваемого в камеру сгорания, а следовательно, и расход газа через
турбину. Кроме того, падает давление в конце сжатия и полезная ра-
бота на 1 кг воздуха. Вследствие этого вращающий момент одноваль-
ной ГТУ при снижении частоты вращения резко уменьшается
(рис. 42). Это обстоятельство вынуждает при применении одновальной
ГТУ на газотурбовозах прибегать к электрической передаче, обычно
постоянного тока, для привода колес (рис. 43). Электрическая пере-
дача постоянного тока, включающая тяговые генераторы, тяговые
электродвигатели и вспомогательные машины, дорога, тяжела и мало-
экономична; ее к. п. д. равен 80—85%. Многовальный газотурбинный
двигатель со свободной тяговой турбиной низкого давления, в част-
ности наиболее простой двухвальной ГТД (рис. 44, а, б), позволяет
применить механическую или электрическую передачу переменного
тока. Так как турбины не связаны валами, они могут работать при
разных частотах вращения, почти независимо друг от друга. Компрес-
сорная турбина может развивать большую частоту вращения, обеспе-
чивая высокую производительность компрессора, в то время как тяго-
вая турбина может иметь малую частоту вращения или только пускает-
ся в ход. При этом обеспечивается почти постоянная мощность двига-
Рис. 42. Зависимости вращающего
момента двигателя от частоты вра-
щения вала:
А — одновальная ГТУ; В — двухвальная
ГТУ со свободной тяговой турбиной;
С — дизель
100
Рис. 43. Одновальная локомотивная ГТУ
с электрической передачей:
/ — компрессор; 2 — газовая турбина; 3 — ре-
дуктор; 4 — камера сгорания; 5 — электриче-
ский генератор; 6 — тяговый электродвигатель
a)
К турбине
Рис. 44. Двухвальная локомотивная ГТУ
с механической передачей:
1 — компрессор; 2 — компрессорная турбина;
3 — тяговая турбина; 4 — камера сгорания (а);
5 — карданный вал; 6 — редуктор (6)
теля независимо от частоты вращения вала и, следовательно, согласно
известному соотношению (в системе СИ)
Mi = 91,53 103Н-м. (149)
п
Mi—большой вращающий момент при малой частоте вращения. Здесь
— внутренняя мощность двигателя (в кВт), G — рас-
ход рабочего тела (в кг), Н — изоэнтропийный перепад тепла (в кДж).
Чтобы двигатель мог обеспечить необходимые тяговые характери-
стики локомотива при наиболее простом и надежном устройстве пере-
дачи движения ведущим колесам и чтобы вместе с тем не увеличить
номинальную мощность двигателя для преодоления сопротивления при
трогании под нагрузкой, развиваемый им вращающий момент при тро-
гании должен по возможности превышать величину вращающего мо-
мента, принятого для расчетной частоты вращения.
Согласно уравнению (149) для частоты вращения, отличной от
расчетной,
44^91,53°^ no4O3H.M. (149а)
3600 п' 4
Отсюда относительный вращающий момент
= — н'
1 G Н п'/п
Y)*
При G' =G и Н' =Н находим = , (150)
п*
где т)*z — отношение к. п. д. двигателя;
и* — относительная частота вращения.
101
Из уравнения (149) следует, как указывалось выше, что для обес-
печения наиболее выгодных режимов вождения поезда при высоких
значениях Mi локомотивный двигатель должен развивать постоянную
мощность при любой частоте вращения. Это обеспечивает необходимое
увеличение вращающего момента двигателя или тягового усилия
с уменьшением частоты вращения. Примерно такая закономерность
имела место в условиях работы паровоза, где паровой котел выдавал
машине постоянное количество пара определенных параметров не-
зависимо от частоты вращения последней. Таким образом, в момент
трогания с учетом небольшого снижения в поршневых паровых двига-
телях относительного к. п. д. т]0^ с уменьшением частоты вращения
согласно выражению (150) момент достигал приданном полном расходе
пара большой величины Л4* « 10.
В двигателе внутреннего сгорания с уменьшением частоты вра-
щения вала и, следовательно, соответственно количества ходов поршня
снижается количество подаваемого воздуха в камеру сгорания, а сле-
довательно, и количество газа, участвующего в процессе расширения,
и мощность двигателя. Вследствие этого вращающий момент резко
уменьшается при снижении частоты вращения (см. рис. 42). Это вы-
нуждает, как известно, применение электрической передачи для при-
вода во вращение колес локомотива. Такая же картина (см. рис. 42)
при более резком падении вращающего момента из-за резкого сниже-
ния к. п. д. с уменьшением частоты вращения имеет место для одно-
вальной газотурбинной установки. В последней частота вращения
компрессора не отличается от частоты вращения турбины. Следователь-
но, с уменьшением частоты вращения снижается количество подавае-
мого воздуха в камеру сгорания и расход газа через турбину. Кроме
того, снижается давление воздуха в конце сжатия, что также влияет
на работу, относящуюся к 1 кг воздуха.
В двухвальной локомотивной ГТУ и многовальной со свободно
выделенной тяговой турбиной ввиду возможности запуска при трога-
нии двигателя компрессорной турбины с большой частотой вращения
(независимо от частоты вращения тяговой турбины) большая подача
воздуха в камеру сгорания и, следовательно, обеспечение большего ко-
личества газа. Однако отношение вращающих моментов М'1 согласно
выражению (150) достигает 2,9 (см. рис. 42) из-за снижения относитель-
ного к. п. д. газовой турбины при уменьшении частоты вращения. Эта
величина достигается при степени реактивности турбины р = 0,5,
при которой имеет место меньшее падение к. п. д. Подробное исследо-
вание вопроса для газотурбинных установок проведено в работе авто-
ра [5].
Механическая передача более проста, чем электрическая, имеет
к. п. д. 90—95%, не требует расхода мощности на охлаждение. Ее
применение позволило бы уменьшить расход топлива газотурбовозом
по сравнению с расходом при электрической передаче на 10—12%.
Однако создание механической передачи для локомотивных ГТД
относительно большой мощности встречает большие трудности. Это
касается редуктора для снижения частоты вращения, механизма ре-
верса, синхронизатора коробки перемены передач, подвода энергии
102
от газовой турбины к осям локомотива. Освоение механической пере-
дачи для агрегатов большой мощности — одно из определяющих усло-
вий развития газотурбовозостроения.
Новый двигатель успешно пробивает себе дорогу, если он по кон-
струкции и схеме отвечает своему назначению и условиям работы. Это
особенно относится к газотурбинному двигателю, который может быть
выполнен по самым разнообразным схемам, и к локомотиву, для кото-
рого выбор практически пригодных схем из-за требований, предъяв-
ляемых к нему, ограничен. Само собой разумеется, что внедряемый
двигатель должен выполняться на достаточно высоком технически
совершенном уровне.
История внедрения газовой турбины в отдельных отраслях хозяй-
ства богата примерами, когда из-за несоответствия выбранной схемы,
мощности, экономического режима и конструктивных недостатков ее
применение задерживалось на длительное время.
Большое значение для тепловой экономичности ГТД имеет темпера-
тура воздуха перед компрессором. Выбор для газотурбовоза полигона
в районах с низкой средней температурой при расчете ГТД для рабо-
ты при этой температуре может обеспечить существенную экономию
топлива.
Один градус изменения температуры наружного воздуха оказы-
вает такое же влияние на к. п. д. ГТУ, как г = Т3/Т1 градусов
изменения температуры газов перед турбиной, но с обратным знаком
(см. ниже). При температуре газов Т3 = 1000 4- 1100° К и воздуха
7\ = 288° К г 3,5 4- 4.
Экономичность спроектированного таким образом газотурбовоза
при переводе его в район с высокой температурой Tlf естественно,
снижается.
Как видно из изложенного, имеется много путей повышения к. п. д.
локомотивной газотурбинной установки, способствующих успешному
внедрению газотурбовоза. Основными из них являются использова-
ние преимущества большой единичной мощности ГТД, повышение
температуры газа перед турбиной, выбор схемы установки и величины
расчетной мощности соответственно ожидаемым условиям работы ло-
комотива.
Необходимо подчеркнуть недопустимость высоких аэродинамиче-
ских потерь в турбомашинах локомотивной ГТУ. Относительные к. п. д
турбины и компрессора достигли в настоящее время высоких значений
(87—90%). Известно, что каждый процент снижения расчетного отно-
сительного к. п. д. компрессора приводит к уменьшению расчетного
к. п. д. всей установки на 1,5—2%, а турбины — соответственно на
2,5—3%. При аэродинамически несовершенных турбомашинах осо-
бенно резко снижается к. п. д. установки при недогрузках, характер-
ных для работы локомотива. Естественно, уже созданные до сего вре-
мени газотурбовозы с низким относительным к. п. д. турбомашин не
должны влиять на оценку роли газовой турбины как первичного дви-
гателя локомотива.
В табл. 20 приведены основные технические данные газотурбово-
зов [15], [38].
103
Таблица 20
С электропередачей постоянного тока с механической передачей
Параметры № № Дженерал Боинг Т669.0 GT-3 040- 060- ГТ101—
18000 18100 электрик Г1-01 ГП1 GA1 GA Т1 Т7 Тб 001
Страна Англия США СССР США Чехо- Англия Франция Швеция СССР
слова-
кия
Год постройки . . . Количество локомо- 1950 1951 1952 1961 1959 1967 1954 1958 1961 1952 1959 1954 1955 1960 1959
тивов 1 1 25 30 1 2 1 2 1 1 2 1 1 1 1
Назначение .... Пассажир- ские Грузовые Грузо- вые Пасса- жир- Манев- ровые Грузо- пасса- жирские Пасса- жир- Грузо- вые — Грузовые Гру- зовые
ские ские
Силовая установка . Одноваль- ная, с реге- Одноваль- ная, без ре- Одноваль- ная, без Двух- валь- Двух- валь- Двух- валь- 1 СПГГ+ + тур- 2 СПГГ + + тур- Безвальный ди- зель-{-турбина СПГГ + + тур- бина
нерацией генерации регенерации ная, без ная, с ная, с бина бина
регене- регене- регене-
Мощность на валу, 8500 3500 3500 рации рацией рацией
л. с 2500 3500 4500 2X150 3200 2750 1000 2400 1000 1200 1500 3000
Степень регенерации Температура газов — — — 788 — — — 0,45 0,6 — — — — — —
перед турбиной, °C 600 700 700 727 727 610-774 650 777 477 470 500 320 — 540
Частота вращения ва- ла турбины, об/мин 5800 7000 6900 4860 8500 8500 35 000* 5500 8250 12 320 12 500
2 750 5850 6000 — —
Расход воздуха, кг/ч 29,0 20,7 42,6 72 23,6 23,6 — 29,2 18,2 3,6 — — — — —
К. п. д. на валу, % 17,5 18 17 20,2 19 19 10 22 22 32 32 31,5 33—34 — 28,4
Вес локомотива, тс . Конструкционная 116 132 232 408 105 140 100 129 160 27,2 123 124 145 54 125 120 63 70 62 117,6
скорость, км/ч . . 145 145 102 56,5 85/125 127 90 90 120 100
Система пуска . . . Аккумуля- Вспомога- Вспомога- В о з д у ш н а я
тор тельный тельный
дизель- дизель-
генератор генератор
♦ В числителе —для турбины высокого давления,
в знаменателе —для турбины низкого давления.
Пути усовершенствования газотурбовоза должны быть обоснованы
с точки зрения их экономической целесообразности, исходя из режим-
ных условий его работы, размеров капиталовложений, стоимости
топлива. Расчеты показывают, что при существующем соотношении
между расходами на топливо и капитальными затратами для газотур-
бовоза имеются предпосылки к совершенствованию его теплового цик-
ла путем применения более экономичного, хотя и более дорогого обо-
рудования (см. § 33).
Достигнутый за последнее десятилетие прогресс и накопленный
опыт в конструировании газовых турбин для самых различных при-
менений, особенно в авиации, дают основание ожидать существенных
сдвигов в создании экономичных локомотивных газотурбинных дви-
гателей, отвечающих требованиям успешного внедрения газотурбовоза.
§ 19. РАСХОД ТОПЛИВА
ПРИ НЕРАСЧЕТНЫХ НАГРУЗКАХ
И ЧАСТОТАХ ВРАЩЕНИЯ ЛОКОМОТИВНЫХ ГТД
Расходная характеристика ГТУ представляет собой практический
интерес, так как ГТУ очень чувствительна к изменениям нагрузки.
Кроме того, существенное влияние на расход топлива при данной на-
грузке оказывает частота вращения компрессорного вала вследствие
резкого изменения мощности, затрачиваемой на сжатие воздуха с из-
менением частоты вращения компрессора. Актуальность получения
расходной характеристики локомотивной ГТУ аналитическим путем
вытекает из работы ее преимущественно при нерасчетных нагрузках
и соответственно частотах вращения.
Рассмотрим предварительно известную зависимость для построе-
ния прямолинейной расходной характеристики паровой турбины с про-
тиводавлением и метод ее применения по аналогии для газовой турби-
ны локомотива, рассматривая последнюю как самостоятельный эле-
мент газотурбинной установки (рис. 45). Здесь величина х(ВГ) пред-
ставляет условный расход топлива холостого хода турбины в долях
от расчетного расхода (А5), или так называемый коэффициент услов-
ного расхода холостого хода турбины. Для выбора величины х при
условиях регулирования мощности паровой турбины с противодавле-
нием при постоянных сечениях для пропуска газа используется график
(рис. 46) зависимости величины х от расчетного отношения конеч-
ного давления в турбине к начальному [7, с. 152]. Необходимо отме-
тить, что значения х для газовых турбин, согласно графику на рис. 46,
приводят часто к значительным расхождениям с опытными данными.
Надо полагать, что в будущем по мере накопления достаточного ко-
личества опытных данных по работе ГТУ будут созданы специальные
графики значений условных коэффициентов х для газовых турбин
с учетом параметров ГТУ, особенно заметно отличающихся от таковых
для паровых турбин с противодавлением, особенностей схем ГТУ,
а также применяемых методов автономного регулирования расхода
воздуха при холостом ходе.
105
Рис. 45. Расходная характеристика
ГТУ
Рис. 46. Зависимость коэффи-
циента х от отношения давле-
ний р4/р6
Обозначим коэффициент нагрузки газовой турбины при холостом
ходе ГТУ /й. При этом расчетная частота вращения вала компрес-
сора п об/мин.
Коэффициент
f(п) — ^Т(Х.Х) __ "к (х.х)
,хх NT NT ’
где Л/т — расчетная мощность турбины;
Л^т(х.х) — мощность турбины на холостом ходу ГТУ при рас-
сматриваемой частоте вращения (п об/мин);
Л^к(х.х) = Лгт(х.х) — мощность, затрачиваемая на сжатие в компрессоре
(при холостом ходе ГТУ полезная мощность равна
нулю).
Очевидно, отрезок DE (см. рис. 45) есть коэффициент условного
расхода топлива при холостом ходе ГТУ. Обозначим его хгту-
Для коэффициентов хгту и х получается зависимость, вытекаю-
щая из подобия треугольников БА'Г и EDT:
хгту = х + /Й (1-х). (151)
Коэффициент нагрузки турбины /й зависит от схемы ГТУ и про-
граммы совместной работы турбины и компрессора.
Прямая ЕБ представляет расходную характеристику газотурбин-
ной установки в относительных единицах при шкале нагрузок от О
до 1,0 на отрезке DA.
Таким образом, для определения х(гту необходимо установить
величину /й для конкретных условий. Очевидно, /Хх>0.
Переход к абсолютным значениям расходов тепла или топлива вы-
полняется через расход тепла Qp или топлива Вр в час при расчетных
условиях. Расход Вр обычно известен или оценивается по к. п. д. ГТУ.
Тогда условный часовой расход при холостом ходе ГТУ
В<& = х^уВ₽.
(152)
106
Для нерасчетной нагрузки Л/'< N?
при расчетной частоте вращения ча-
совой расход топлива равен
B'w = В^ + N' tg а. (153)
Здесь tg а — наклон расходной
характеристики ГТУ. Последний оп-
ределяется наклоном характеристики
турбины, для которой принято, что
частота вращения ее мало влияет на
расход топлива.
Пусть для другой частоты вра-
щения компрессорного вала степень
нагрузки турбины по отношению
к ее расчетной мощности равна при холостом ходе ГТУ fx.x (точка £>").
Коэффициент %гту, выраженный отрезком E"D", равен
xrry = X + (1 -х).
(154)
Если условно предположить, что при частоте вращения может быть
развита расчетная мощность ГТУ, то соответствующая расходная ха-
рактеристика определится отрезком Е"Б" при своей шкале нагрузок
от 0 до 0,1 на отрезке ГУД".
При совмещении характеристик ЕБ и Е"Б" (на одном графике
рис. 47) расходная характеристика ГТУ для разных частот вращения
вала компрессора выражается режимной диаграммой в виде параллель-
ных прямых. При этом часовой расход топлива для нерасчетной на-
грузки N' < Л/р при частоте вращения п < п
В^ =В(х"'х> + N' tg а, (155)
а удельный расход топлива (см. § 16)
Д'(п')
&'("') =---------
’ у(П')
= 6р[^+1-х<^
(156)
где f — степень нагрузки ГТУ, равная Л/'/Л/р. Каждой величине
f соответствует определенная частота вращения п', соглас-
но линии нагружения ГТД.
При f = 1 и п' = п, как видно,
Ау — *гту и b (п = №.
В полученных выражениях (155) и (156) для п' изменение частоты
вращения вала компрессора влияет только на величину Хгту, т. е.
на величину расхода топлива В(хлх\ так как tg а, определяемый накло-
ном расходной характеристики турбины, не зависит, как принято
выше, от частоты вращения.
Уравнение (156) здесь выражает удельный расход топлива для не-
расчетных значений нагрузки и соответственно частоты вращения,
характерных для локомотивного ГТД.
107
Для локомотивного ГТД устанавливается определенная зависимость
между мощностью, воспринимаемой передачей, и частотой вращения
турбомашин, обусловленная программой регулирования двигателя.
В связи с этим рассматриваются расходные характеристики, выражаю-
щие расход топлива в единицу времени от мощности двигателя при
заданной для нее частоте вращения. Они выражаются обычно линейно.
При этом по аналогии с уравнением (144а) для тепловозного дизеля
зависимость удельных расходов топлива запишется в виде
/ ^х
Ь’ = Л *гт'у 4-1 _ Л.Х
ие —j— г 1 ЛГТУ
(157)
Следует подчеркнуть, что условные расходы холостого хода для
турбины служат вспомогательными величинами, необходимыми для
построения прямолинейной расходной характеристики. Как известно,
такая характеристика для турбины практически приемлема для нагру-
зок от 30—40% до расчетной мощности. При этом действительный
расход топлива при степени нагрузки газовой турбины /х.х < 0,3
и при холостом ходе должен быть меньше условного расхода
(рис. 48).
Следовательно, при коэффициенте нагрузки турбины /х.х >
> 0,3 рассчитанный указанным выше методом коэффициент расхода
хгту мог бы служить также для определения действительного расхо-
да топлива при холостом ходе ГТУ. В том случае, когда /х>х < 0,3,
коэффициент действительного расхода топлива на холостом ходу ГТУ
(отрезок ВВ') может быть определен приближенно по формуле
ХгтУ(0«х1. + /х.х(1-х)Г1 +±^.], (158)
U,О 1 ~*~Х J
вытекающей из построений (см. рис. 48). При этом следует иметь
в виду, что здесь хг — установленный коэффициент действительного
Рис. 48. Расходная характеристика
ГТУ для fx.x<0,3
Рис. 49. Изменение коэффициента х'-
в зависимости от отношения давле-
ний в турбине р4/р3
108
Таблица 21
Показатели Газотурбинные установки
ГТ-3,5 LM-300-16
Температура газов перед турбиной, Т3, °К . . . 1000 1223
Степень повышения давления, л 5,82 13
Температура воздуха на входе в компрессор,
Т0!, к 288 288
К. П. д. турбины Че 0,86 0,86
К. п. д. компрессора Че 0,81 0,85
Частота вращения п, об/мин 8500 13 600
Максимальная мощность ту, л. с 3400 3 000
Расход топлива при данной мощности В, кг/ч 1215 660
Механический к. п. д. Чм 0,96 0,96
Частота вращения холостого хода /гХвХ, об/мин . 7000 10 000
Расход топлива на холостом ходу Вхх, кг/ч 400 140
Отношение мощности компрессора к мощности
турбины Nx/NT 0,665 0,607
Коэффициент ф 0,9 0,88
Коэффициент нагрузки турбины /хх 0,302 0,188
Отношение механических к. п. д. Чм/Лм х-х • • • 1,06 1,09
Значение хГТУ по формуле 0,32 0,205
Вх,х Значение хгту = по опытным данным . . . 0,33 0,212
Результат сравнения, % 3,0 3,5
расхода холостого хода для паровой турбины с противодавлением по
Ренфорду
х. = 4 + (Ю0------— U100---------V (159)
’ к 1+20/tfeA 1 + Р4/РЗ?
где р4/р3 — отношение давлений в турбине. При частоте вращения
п > 3000 об/мин второе слагаемое уравнения (159)
умножается на и/3000. Величины приведены на
рис. 49.
Следует отметить, что большой практический интерес применитель-
но к ГТД локомотива, где относительная продолжительность холосто-
го хода значительна, представляет задача по определению действи-
тельного расхода топлива при холостом ходе непосредственно приме-
нительно к газотурбинной установке. Заслуживают в связи с этим боль-
шое внимание результаты решения данной задачи [30]. Последняя
решена аналитическим путем применительно к ГТУ методом термоди-
намического анализа и полученные результаты обоснованы для прак-
тического применения на основании соответствия полученных резуль-
татов опытным данным испытаний локомотивных ГТУ (табл. 21).
Согласно [30] выражение для коэффициента действительного рас-
хода при холостом ходе представлено в виде
хГТу = -^-ф2 (160)
\ п / Лмх.х
109
Рис. 50. Вспомогательная
прямолинейная расходная
характеристика применитель-
но к ГТУ
Здесь iVK/NT — отношение расчетной мощ-
ности компрессора к расчетной мощности
турбины. На основании известной винто-
вой закономерности принята для осевого
компрессора ГТУ зависимость
Х.х ,ф2 / пх.х \ 3
где nX'Jn — отношение частот вращения
при холостом ходе пх.х и при
расчетной мощности п.
Коэффициент ф< 1 характеризует отступ-
ление от винтовой закономерности приме-
нительно к осевому компрессору. При
отсутствии устройств для автономного ре-
гулирования расхода воздуха на холостом
ходу ф = 0,88 4- 0,95.
Отношение механических к. п. д. Лм/Лмх.х определяется согласно
[30] из выражения
Лм
Лм х.х
(161)
Сравнительные результаты для Хгту, согласно выражению (160)>
и испытаний двух локомотивных газотурбинных установок: одно-
вальной ГТУ ГТ-3,5 № 4 газотурбовоза Г1-01 и двухвальной
ГТУ LM-300-16 приведены на стр. 126.
Как видно из результатов сравнения, указанных в табл. 21, имеет
место близкое совпадение данных по формуле (160) сданными опыта.
Для подтверждения применения этих результатов с целью построе-
ния прямолинейной расходной характеристики ГТУ воспользуемся изо-
браженной на рис. 50 вспомогательной характеристикой прямоли-
нейной зависимости расхода топлива от внутренней мощности газовой
турбины газотурбинной установки, как это было ранее использовано
(§ 13) для тепловозного двигателя внутреннего сгорания.
По горизонтальной оси отложена внутренняя мощность газовой
турбины в долях от ее расчетного значения NiT = 1. При расчетной
нагрузке относительная мощность определяется в виде суммы
Л/^гт ^мех 4" -^гк 4~ -^е(ГТУ) 1>
где NMex — относительная мощность механических потерь при рас-
четных условиях, равная сумме механических потерь
турбины и компрессора ГТУ,
^мех = Nмех(т) 4“ Nмех(к)*
110
Nt к — относительная внутренняя мощность, затрачиваемая
на сжатие воздуха в компрессоре;
Ne (гту)—относительная эффективная мощность (на валу) газо-
турбинной установки.
Механический к. п. д. обычно учитывает и мощность, расходуе-
мую на привод различных вспомогательных ^устройств^двигателя.
_ Отсюда следует Nt т — МмехМ = к + #мех(к) + N? (ГТУ) ИЛИ
Мет = Мек + М>(гтУ)« Зависимость относительного часового расхода
топлива от внутренней мощности турбины NiT принимается прямоли-
нейной независимо от принятых расчетных частот вращения вала дви-
гателя для условия п =/= const, В=0 при Ni т=0 и В = 1 при NiT = 1
(для расчетного режима).
Для какой-либо нагрузки Ме(гтУ) при частоте вращения п'
NiT=Nмех+N/к"ТN е(ГТУ) •
Для холостого хода ГТУ при частоте вращения /гх.х (Ме<гту) = 0)
как известно:
Л^ет(х.х) =Мек (х.х)5
Л//т(х.х)=М /К(х.х)+Л/мех(х.х)*
Как следует из принятой линейной зависимости В = f т),
относительный расход топлива на холостом ходу, или коэффициент
холостого хода ГТУ Хгту = Вх.х, равен относительной нагрузке тур-
бины при холостом ходе ГТУ (по аналогии с двигателем внутреннего
сгорания § 13):
*ГТУ = Мгг(х.х).
По абсолютным величинам
^/т(х.х) ^ет(х.х)
*ГТУ = —----------= /х.х(х) = —--------------- -----
NiT Mjt 'Пт
1Т ет 1 м(х.х)
Т1т
! *М
х.х
Лм(х.х)
где fx.xa) — коэффициент нагрузки турбины по шкале относитель-
но внутренней мощности для М/Т(х.х), соответствую-
щей Ме (гту) = 0, а /х.х —соответственно коэффициент
нагрузки по эффективной мощности турбины.
Выражение для хгту может быть представлено в виде
*ГТУ = fx.x(Z)
^ек(х.х) -Мек
NeK Net (х х)
111
Согласно указанной приближенной винтовой закономерности для
осевого компрессора [30]
^к(х.х) = -2 / «х,Х V
Л^к \ П J ’
где ф = 0,88 4- 0,9.
Таким образом,
Хгту = fxxw - i|>2 (У -А- . (162)
\ л / Лм (х.х)
Полученная формула для определения Хгту (162) полностью совпа-
дает с формулой (160) [30].
При использовании исходными данными для турбин, указанными
в табл. 21, результаты, согласно формуле (160), как указывалось
выше, соответствуют опытным табличным данным.
Как следует из табл. 21, для обеих локомотивных газотурбинных
установок при п const подтверждается равенство (160) для дейст-
вительного коэффициента холостого хода хгтуц)- Так, для ГТ-3,5
при /хх 2=2 0,302 и отношении степени повышения давлений при хо-
лостом ходе к расчетной лх.х/л = 3,53/5,82 = 0,607, как следует из
табл. 21, имеет место /ХХ(о = /ххЛм/ЛмСх.х) = 0,302 • 1,06 = 0,32,
весьма близкое к опытному значению хгту</). Для L/H-300-16
при лх.х/л = 0,7 имеет место /хх(ц = 0,188 • 1,09 = 0,205 при опыт-
ной величине хгту(о = 0,212. Это свидетельствует о приемлемости
принятой прямолинейной вспомогательной характеристики.
Следует отметить, что значения величин /хх = 0,302 и /хх =
= 0,188 для рассмотренных локомотивных ГТУ соответствуют харак-
терной для локомотивных ГТУ области значений /хх » 0,2 4- 0,4
и отношений степеней повышения давления лх.х/л « 0,6 4- 0,7.
Равенство хгтуц) = /хх(г) подтверждается также в проведенном ав-
тором одном исследовании [5] (стр. 347), где это равенство имеет место
на основании полученных результатов при /х.х « 0,4 и лх.х/л = 0,665.
Так как результаты для хгту, согласно выражению (162), совпа-
дают с опытными данными, приведенными в табл. 21 действительных
расходов топлива при холостом ходе, то получаемые на основании ис-
ходных данных значения Хгту, как намечалось по условиям метода ре-
шения задачи, определяют действительный расход топлива при холо-
стом ходе. Подтверждается, что величина Хгту, согласно (160), также
является вспомогательной для построения прямолинейной расходной
характеристики ГТУ. Как указывалось, следует иметь в виду, что
величина хгту соответствует расчетной частоте вращения при холо-
стом ходе пх.х.
Что касается использования уравнения (158) для определения ко-
эффициента действительного расхода топлива при холостом ходе, то
следует обратить внимание на следующее.
Как следует из данных табл. 21, для рассмотренных двух локомо-
тивных газотурбинных установок наблюдается близкое совпадение
коэффициентов условных расходов топлива холостого хода турбины х
и действительных х^. Это объясняется повышенным значением
112
(см. рис. 49) вследствие характерных для ГТУ больших значений от-
ношения давления р4/р3. Так, для ГТ-3,5, согласно рис. 46, при
отношении давлений р4//?3 = 1/л = = 0,172 находим х « 0,33.
Величина х{ — 0,34, согласно выражению (159), при х$ = 0,16 (со-
гласно рис. 49), мощность турбины Ne = 10 150 л. с. и /х х = 0,302.
Для LA1-300-16 имеет место при р4/р3 = 1/л = « 0,077,
xi =0,1, мощности Ne = 7700 л. с. и /хх = 0,188, значениех « 0,25
и Xt « 0,235.
Отсюда, согласно равенству (158), при х a? xt получается хгту щ »
« Xi + /хх (1 —х) и, следовательно, для ГТ-3,5 Хгту<о = 0>62,
т. е. на57% больше опытного значения, согласно табл. 21,хгту = 0,33.
Для ZJW-300-16— хгтущ = 0,39 вместо опытной величины 0,212
или на 84% больше. Таким образом, как указывалось для ко-
эффициента х требуется также уточнение коэффициента х, примени-
тельно к ГТУ непосредственно.
Таким образом, уравнение (160) [30] служит для определения ко-
эффициента действительного расхода топлива холостого хода Хгту
локомотивной ГТУ при п const и построения прямолинейной рас-
ходной характеристики. При этом для расчетов находят применитель-
но к этой величине хгту 130] надлежащее применение известные вспо-
могательные выражения (152), (153), (157).
§ 20. К П Д. ГАЗОТУРБИННОЙ ТЯГИ
К. п. д. газотурбинной тяги выражается в виде произведения со-
ставляющих к. п. д.
Лгв = ПеПп'Пс.н'Пв.н. (163)
где т]е— эффективный к. п. д. газотурбинного двигателя (на валу).
Значение т]е для расчетных условий при единичной мощности
4000—6000 л. с. и температуре газов Т3 = 1000 4- 1050° К составляет
в случае наиболее простой одновальной схемы 23%, а при наличии
регенерации — 29% Лс.нЛв.н ~ 0,96;
Tin — к. п. д. передачи газотурбовоза; т|п = 0,8 4- 0,85 при элек-
трической передаче и т]п = 0,9 4- 0,95 при механической передаче.
Эффективный к. п.д. ГТД в свою очередь выражается произведением
составляющих к. п. д.
При наиболее простой схеме
Пе = '•Ъ'По^'Пм'Пк.с- (164)
Здесь тц — термический к, п. д. ГТУ,
T]f = 1 — (165)
л — отношение давления воздуха р2 после компрессора к давлению
k — 1 1
pt на входе в компрессор; m = ~~k~* “ — показатель изоэнтропы,
принимаемый для средних условий цикла;
из
т]0 — относительный к. п. д. цикла [5], представляющий отношение
полезной работы действительной ГТУ к полезной работе теоретиче-
ского цикла при одинаковых состояниях рабочего тела перед турбиной
и на входе в компрессор:
кт пГП
Ч«=—---------(166)
где т|о/ — относительный внутренний к. п. д. компрессора
(85-87%);
T]oz — относительный внутренний к. п. д. турбины (87—89%);
г = Т31Т\ — температурный коэффициент.
Следует еще раз отметить, что потери в газовой турбине и компрес-
соре очень сильно отражаются на общем к. п. д. ГТУ, для которой по-
лезная мощность равна разности мощностей турбины и компрессора.
Установленная мощность турбины и компрессора в 4—6 раз больше
полезной мощности ГТУ, поэтому изменение относительного к. п. д.
турбины или компрессора на 1% приводит к изменению к. п. д. ГТУ
на несколько процентов. При этом влияние относительного к. п. д.
турбины на к. п. д. ГТУ больше, чем относительного к. п. д. компрес-
сора, так как мощность турбины превышает мощность компрессора.
Особенно заметно влияние понижения к. п. д. турбомашин на эконо-
мичность ГТУ при недогрузках.
Множитель 7?' в выражении (164) играет небольшую роль; R' ж
ж 1,05. Он характеризует возврат тепла, обусловленного потерями
при сжатии воздуха в компрессоре. Возрастание этого коэффициента,
естественно, нежелательно, так как связано с понижением внутреннего
к. п. д. компрессора, что приводит к резкому уменьшению полезной
работы ГТУ;
Л м — механический к. п. д. ГТУ.
Отметим, что общий механический к. п. д. ГТУ вследствие отно-
сительно небольшой полезной работы значительно меньше механиче-
ских к. п. д. отдельных турбомашин. Например, при механическом
к. п. д. компрессора т)м = 0,99, механическом к. п. д. турбины т]м =
= 0,98, от = 6, ш = 0,27, г = 3,5, rjo z = 0,85, rjo z = 0,85, согласно
расчету, получаем отношение полезной мощности ГТУ к мощности
турбины 0,354 и механический к. п. д. ГТУ т]м = 0,915 [5].
Таким образом, общий механический к. п. д. ГТУ оказывается на-
много меньше механических к. п. д. компрессора и турбины;
Лк.с = к. п- Д- камеры сгорания; т]к.с 0,97 4- 0,99.
В более общем виде к. п. д. газотурбинной установки, выраженный
как отношение полезной работы к затраченному теплу,
Лм Лк. с*
(167)
114
Большое влияние на к. п. д. ГТУ оказывает температура наруж-
ного воздуха, засасываемого в компрессор. Из выражения (167) вид-
но, что к. п. д. ГТУ зависит от отношения температур г = Тэ1Ти
а не от каждой из них в отдельности.
Исходя из этого, имеем
д^е/дТ3 дг/дТз
d^/dTj. drjdTi '
Таким образом,
dr 1 дг Т3
-------------- И = ,
дТ3----------------------Л-dl\-Tf
откуда
dr/dTj,______11. = —г
дг/дТз Тх
(168)
(169)
Следовательно, изменение температуры наружного воздуха на
Г С оказывает такое же влияние на к. п. д. ГТУ, как г градусов изме-
нения температуры газов перед турбиной, однако с обратным знаком.
Для обеспечения экономичной работы локомотивной ГТУ важно при
ее проектировании правильно выбрать расчетную температуру наруж-
ного воздуха в соответствии с ожидаемыми условиями эксплуатации.
При наличии регенерации (см. рис. 12)
П* = 'П1'По'Пм#,Я"Пк.с- (170)
Здесь 7?"=^—=г2—коэффициент регенеративного использования теп-
* 3—* 5
ла; Т5 — температура воздуха после регенератора.
Для оценки использования тепла в регенераторе служит степень
регенерации <р, которая представляет отношение количества тепла,
передаваемого в регенераторе воздуху, к тому количеству тепла, ко-
торое было бы передано, если бы нагрев воздуха осуществлялся до
температуры уходящих из турбины газов Т4:
ф= (171)
7«—Т2
Коэффициент R" выражается в зависимости от степени регенера-
ции в виде [5, с. 294]
Отсюда видно, что по мере увеличения степени регенерации ср
коэффициент регенеративного использования тепла возрастает, одна-
ко лишь до тех пор, пока температура сжатого воздуха Т2 меньше
температуры газов Т4 на выходе из турбины. Значению R" = 1 соот-
ветствует равенство Т2 = Т\. При отсутствии регенерации (ср = 0)7?"
115
также равно единице. При Т2 > Т4 коэффициент R" < 1; в этом слу-
чае регенератор играет отрицательную роль: воздух охлаждается
газами. С учетом выражений (167) и (172) к. п. д. ГТУ с регенерацией
получаем в виде
(г - 1) + (1 - л"1)] (1 - ф) + ФП^ nJ,, г (1 - л-т)
(173)
Для учета потерь давления следует в выражения для к. п. д. вво-
дить произведение ли:
z=l—(174)
Р2
где Ар — потеря давления, отнесенная к турбине;
р2 — давление в конце сжатия воздуха в компрессоре.
При этом отношение давлений для турбины
-^-= (-^-\z = jtz. (174а)
Р4 \ Pi /
Влияние потерь можно учесть также специальным составляющим
к. п. д. т|др в выражениях (170) и (173). Потери давления имеют место
в камере сгорания, на всасывании воздуха в компрессор и выпуске
газа из турбины. При наличии регенератора, котла-утилизатора не-
обходимо учитывать потери давления на воздушной и газовой сторонах
регенератора и в котле-утилизаторе.
Для установки без регенератора [5, с. 292]
^='—7--------------------• <175)
(1 - т к )(л”*-1)
Здесь z та 0,93 4- 0,95. Наибольшая потеря давления приходится
на камеру сгорания (около 5%).
Для установки с регенерацией [5]
Ядр — Лдр
1—л тГ|тпр
1— (лг)-тт1тп рх
(175а)
, m (-Л-+ 1'тп')
При z = 1 находится р = рх;
т)кп, Лтп — политропные к. п. д. компрессора и турбины.
Сумма всех потерь при наличии регенерации возрастает до 9—12%
(z = 0,88 4- 0,91). При этом на долю регенератора приходятся поте-
ри, составляющие 3—6%.
116
§ 21. ХАРАКТЕРИСТИКИ ОСЕВОГО КОМПРЕССОРА
ЛОКОМОТИВНОЙ ГТУ
ПРИ ИЗМЕНЕННОЙ ЧАСТОТЕ ВРАЩЕНИЯ
При эксплуатации и проектировании локомотивных ГТУ, работаю-
щих с переменной частотой вращения, приходится пересчитывать ха-
рактеристики компрессора с заданных для основного режима на из-
мененные.
Рассмотрим расчет характеристики осевого компрессора при изме-
нении частоты вращения, исходя из условий протекания процесса
в осевом зазоре ступени.
Закономерность преобразования энергии в осевом зазоре для сту-
пени турбины установлена в виде
д = д (176)
Отсюда из соотношений для треугольников скоростей Gw[ = Gc[ +
+ Gu? — 2Guclu, при основной частоте вращения и G'w'^ = G'c'j2 +
+ G'u’2 — 2G'u'c\u- При измененной частоте вращения получаем
А (-^-} = Д(СиС1„).
(177)
Предполагаем, что основная характеристика ступени как исходная
для расчета задана.
Для ступени осевого компрессора выражение (177) можно записать
в виде
A(-^-)=A(G«c2u),
(178)
если поменять местами индексы в обозначениях частот вращения. Ком-
прессоры со степенью реактивности р > 1 в настоящей работе не рас-
сматриваются.
После добавления к правой части выражения (178) и вычитания из
нее Д (Gucju), а также замены и'/и = пЧп находим
—-------— = G' и' (c2u~c\u)—Gu (c2u—clu) + G' и' c'lu—Guclu
(179)
и дальше
G' / п' V
G \ п J
1 __2 ( С*и — С1и | —2 С1и
______\ и и / и
। q ( С2и_С1и । q_Clu
\ и' и' / и'
. (180)
117
Здесь
( C2U
к И
C1U \ __ 2 U (C2u Clu)
u' / u'2
(181)
— коэффициенты напора соответственно для основной и измененной
частоты вращения.
Из равенства (180) вытекает следующая зависимость относитель-
ных частот вращения от коэффициента напора при G' = G:
(182)
и зависимость относительных расходов при п = п
1—ф—2 —
и
(183)
1. Зависимость относительных частот вращения п'/п и относитель-
ных расходов G'/O от относительных напоров. Наиболее просто по-
ставленная задача решается для ступени компрессора при угле « 90°
и с1и ж с{и « 0.
В. Траупель[12] приводит область значений степени реактивности
р = 0,75 4- 0,9, коэффициента расхода <р = 0,4 4- 1,0, коэффициента
напора ф = 0,5 4- 1,0, а также с2и/и = 0,25 4- 0,5, отнесенных к
окружной скорости у корня, для которых ах = 90°, т. е. clu/u = 0.
с1и с\и м
Рассмотрим вариант — 0.
Для ступени в этом случае работа I = ис2и, а коэффициент напора
ф = 2Z/u2.
Из выражения (179) вытекает при С = G
11* «2
Отсюда следует
= I + const,
2
(184)
п’ V I' 4- const
п / I + const
(185)
118
При пЧп = 0 находим
1ft1 const
а при Г// = О
/ n' V __ const// (186)
\ п J l + const//
Для сравнения отметим, что при использовании в расчетах извест-
ной винтовой закономерности отношение работ для ступени равно
(при G' = G):
7 = (тГ <187>
I' п п' п
где при -у — 0 и — = 0.
Введем понятие о частоте вращения холостого хода компрессора
п’ = пх.х- При этом /' = /х.х = 0.
Выражение (186) для холостого хода
х _ »Х. X _ 1 Г const/Z (188)
п П Г 1+const//
Из равенства (184) следует
। «2 , U2 , u2 «2 , \ const — 1 = ib = (1 —ib). 2 2 2 2 v
Следовательно,
const 1—1|) (189)
I Ip ’
xn = Vl—Ip (190)
и
— n I (191)
Пусть 1р = 0,9, при этом хп = 0,316.
На рис. 51 для ip = 0,9 приведена зависимость согласно равенст-
ву (191) пЧп — f (Г/I) (сплошная линия) и для сравнения аналогичная
зависимость согласно (187) (штриховая линия). При небольших от-
клонениях частоты вращения от расчетной результаты близки.
Из соотношения (185) находим
Ч>' = 1’П = /7/ (1 + const/O /192)
ip («7«)2 /7/ + const/Z
При const// = 0 получается ip'/ip = 1, что соответствует винтовой
закономерности (187). Последняя, как известно, получена для услов-
но подобных режимов, при которых подобны треугольники частоты
вращения средней ступени и ip = ip'.
119
Рис. 51. Зависимости п'!п=
И ip7WG70
Рис. 52. Зависимости G'IG=
=f(l'/I) при разных ip
Зависимость ip7ip = f (ГН), согласно выражению (192), для ip =
= 0,9 также приведена на рис. 51.
Рассмотрим аналогичные зависимости для относительных расхо-
дов G'/G при п' — п, согласно выражению (180):
, 1________—
G = и2/2
ИЛИ
Здесь при 141 = 1 и G7G = 1. При 141 = 0 находим
xG=-^=l-4’- (194)
При G'/G = 0 получаем Г И — — сю. На рис. 52 приведены, со-
гласно выражению (193), зависимости G'/G = f (Г//)прис1и = =0
для яр = 0,5 (р = 0,875), 1р = 0,7 (р = 0,825) и ip = 0,9 (р = 0,775).
В случае когда ах ^90° и с1и #= 0, задача значительно услож-
няется. Приходится искать приближенные решения при отсутствии
необходимых опытных данных для переменного режима работы сту-
пени компрессора.
При G' — G получаем из равенства (179):
u'2 Z2 ,,, , , , ч /, х
—--------- = (/' + и' Cia)—(l — UClu),
л л
где I = и (с2и — с1ц), Г = и' (c'2U — ciu),
120
откуда
— = I + uclu + const (195)
и'с\и , const
п, 1'Н+—Г + —Г-
— ) =-------------------------. (196)
М / < X* ЛЛ*-|0Т
Здесь при 141 = 1 также u'ciu = ис1и и п4п = 1.
Введем в уравнение (196) коэффициент напора ф = .
Из выражения (195):
uclu + const = -y (1-ф), + = (197)
После подстановки в выражение (196) получаем
/ п \ 2_________\ п / и' гр_____гр_____и гр ___
kVj - 1 + ^L
г>
= (1—ф) + ф/'Д—2-^- + 2-^- (—V. (198)
11 1! ' \ И I
Таким образом, остается определить отношение с[и/и' для пЧп < 1.
Предварительно укажем дополнительные известные соотношения для
степени реактивности р и коэффициента напора гр:
0 ___ J _ g2U~FClU
2а
гр = 2(-^
\ и
(199)
Из них находим
Ф = 4 (1 —р)
(200)
Это позволяет по заданным для ступени коэффициенту напора гр и
степени реактивности р находить значения c2Ju и crJu,
При относительной работе Г И = 0 и гр' = 0.
Тогда из выражения (199) следует
с2и с\и
и' и'
(201)
Рассмотрим зависимость c'zJu' = f (п'/п), согласно выражению
(182) (рис. 53). Как видно, по одну и другую стороны от линии, со-
ответствующей значению c2Ju = 0,5, происходит смещение режимов
в противоположных направлениях по отношению к основному ре-
121
жиму. При c2utu > 0,5 величина с2и > 0 во всем диапазоне изменения
частоты вращения (ах<90°).
Равенству c2Ju = с'ъи/и' = 0,5, очевидно, отвечает подобие тре-
угольников частот вращения при всех режимах, что обычно относится
к средней ступени компрессора.
Как показывают расчеты, при ГН = 0 величина съи/и' = с2и/а
стремится к некоторому наибольшему абсолютному значению %.
Для области с2и/и > 0,5 оно близко к % = 1.
Отсюда для холостого хода (ГН = 0) уравнение (198) принимает
вид
или
и
(202)
Представим уравнение (198) в виде
(—У = (1 — ip)—2 — + 2х (—У + l- = xl +1-
\п / и \ п / I I
Н-Я’-у.
С1и
1—2%
(203)
считая Хп = const во всей области изменения 0 /71 1.
При таком предположении легко можно определить величину х,
исходя из того, что при I'll = 1 из уравнения (203) должно вытекать
пЧп = 1.
Из уравнения (203) следует также, что зависимость (n7n)2 = f (I'll)
является прямолинейной. Указанная зависимость изображена на
рис. 54 (кривая 3).
Пусть г|) = 0,7 и р = 0,5. Тогда, согласно выражению (200),
= (1 _р)_ JL =0,5—0,175 = 0,325.
и 4
При этом
_£2“_ = _£1± + JL = 0,325 + — = 0,675.
и и 2 2
Из уравнения (203) находим для п'/п = 1 значение х = 0,922, а из
выражения (202) при ГН = 0:
4 = 2 • 0,325 + 0,7 — 1,05 = 0,3.
122
Рис. 53. Зависимости C2Ulu'—-f(n'ln)
при разных значениях Ci-uju
Рис. 54. Зависимости (п'/«)2=
=f(/'Z)
Зависимость n'ln. = f (1'11), согласно выражению (203), изображе-
на на рис. 54 (кривая 1). Для сравнения приводится винтовая законо-
мерность (кривая 2), согласно уравнению (187).
Окончательно
и
— = 1/ (1 _.ч|)) + (205)
п У I
как и в случае с1и!и — с\и/и' = 0 [см. выражение (191)].
При пользовании приведенными параметрами зависимость может
быть записана в виде
— +— (206)
п Г Ti V I
123
Рассмотрим зависимость для относи-
тельных расходов при clu 0, согласно
уравнению (183) (п' = п),
Здесь содержится отношение с\и/и.
На рис. 55 приведены зависимости
c'2Ju — f (G'/G), согласно уравнению
(183), для разных значений ciu/u. Как
Сои
видно, отношение резко меняется с
уменьшением G'/G. Очевидно, значения
ciu/и должны меняться в еще большей
мере, так как с приближением G'/G к
нулю и коэффициент напора стремится
о । f о I с2и С1и ।
к нулю. Здесь ф = 2 • I —--— ), а
приф' = оф = ф.
Как показывают расчеты, можно
принять в широких пределах измене-
ния относительных расходов G7G равенство
G с 1 и Gc± ц,
где
или
С\и С1и
с1и G с1и
и G' и
(208)
(209)
В этом случае уравнение (207) приводится по внешнему виду к урав -
нению (193), записанному для с1и = 0:
— = 1-1)7 , (210)
G 1—ipZ'/Z v
в котором, однако, члены I = и и соответственно ф =
= 2 (v — 4г) содержат с1и #= 0.
Действительно,
1—ф—2-^-
и
1-ф-2-^-
G _______________и
G I' с Q
1— ф/'//—2------- 1 —ф— — 2—---------
и clu I и G
откуда и вытекает выражение (210).
124
1—Ф
1 —ф/'/Z ’
(211)
Для 141 = 0 здесь также xG = = 1 — хр [см. уравнение (194)1.
На рис. 56 показаны зависимости относительных работ от относи-
тельных расходов для ступеней:
а) ф = 0,7; р = 0,5; с1и/и = 0,325;
б) ф = 0,4; р = 0,5; с1и/и = 0,4;
в) ф = 0,6; р = 0,85; с1и/и = 0.
Штрихом показана винтовая закономерность.
Здесь для 141 = 0 имеем в случае (a) xG = 0,3, G/Gx.x = 3,3;
в случае (б) xG = 0,6, GIG*,* = 1,67.
Из кривых рис. 53 следует ^ = (2 4- 2,5) что при 141 = 0,
когда ~ соответствует ~ & (2 4- 2,5)
Через приведенные параметры зависимость для относительных рас-
ходов может быть написана в виде
Gz _ 1—Ф
G ~Vt\pi 1-ф/'// ’
(212)
В дальнейшем нужно от характеристик ступени перейти к характе-
ристикам компрессора в целом, что позволит получить зависимости
относительных частот вращения и относительных расходов от степени
повышения давления в компрессоре. Предварительно необходимо
рассмотреть влияние отдельных ступеней.
2. Чувствительность отдельных ступеней компрессора к изме-
нению напора. Поскольку зависимости относительных частот враще-
ния и относительных расходов G7G от относительных работ 141 для
ступени содержат лишь коэффициент напора для расчетного или
основного режима ф, чувствитель-
ность ступени к изменению отно-
шения 141 обусловлена лишь вели-
чиной ф.
При одинаковом расчетном коэф-
фициенте ф для всех ступеней по-
лучение зависимости для компрессо-
ра в целом возможно на основании
полученных зависимостей для любой
ступени. Но часто коэффициенты на-
пора принимаются при расчете ком-
прессора неодинаковыми, возрастаю-
щими по направлению к выходу, как,
например, для компрессора локомо-
тивной ГТУ мощностью 3500 л. с.
(табл. 22) [30].
Рис. 56. Зависимости относитель-
ных работ от относительных рас-
ходов для ступеней
125
Таблица 22
Ступени
Параметры I II I I" 1 1 IV 1 v 1 VI
ф 0,520 0,600 0,660 0,728 0,780 0,820
Ciu 75,840 68,950 64,260 59,410 55,850 53,440
и 233,000 227,700 223,200 219,000 215,400 212,600
Clu/u 0,325 0,304 0,288 0,271 0,260 0,251
х2 0,677 0,760 0,846 1,000 1,180 1,390
X 0,480 0,400 0,340 0,272 0,220 0,180
хп 0,692 0,634 0,583 0,520 0,469 0,424
0,585 0,604 0,618 0,635 0,650 0,661
XG 0,480 0,400 0,340 0,272 0,220 0,180
Продолжение
Параметры Ступени
VII | VIII 1 IX 1 X XI | XII
0,820 0,820 0,820 0,780 0,740 0,680
с1и 53,520 53,650 53,800 56,360 58,700 62,300
и 210,200 208,500 207,300 206,800 206,200 206,200
С1и/и 0,255 0,258 0,260 0,272 0,285 0,302
X 1,410 1,430 1,440 1,240 1,090 0,944
0,180 0,180 0,180 0,220 0,260 0,320
ХП 0,424 0,424 0,424 0,469 0,510 0,565
C2ulU 0,665 0,668 0,670 0,662 0,655 0,642
XG 0,180 0,180 0,180 0,220 0,260 0,320
Изменение расхода при больших ф мало влияет на величину отно-
сительного коэффициента напораф'/ф. Это видно из табл. 23, составлен-
ной по уравнению (211).
Вот почему зависимость относительных частот вращения от напо-
ра для компрессора следует выбирать по ступени с наибольшим зна-
чением ф, где роль расхода невелика (G' « G).
Изменение относительных напоров при малых ф мало влияет на
величину относительных частот вращения. Это видно из табл. 24, со-
ставленной по уравнению (205).
Таблица 23
G'/G ‘Ф'/М’
1,6 0,82 1,0
0,52 1,0
0,9 0,82 0,975
0,52 0,89
0,8 0,82 0,945
0,52 0,76
Таблица 24
Ф'/Ф Ф n'/п
l,o 0,82 1,0
0,52 1,0
0,9 0,82 0,83
0,52 0,95
0,8 0,82 0,725
0,52 0,91
126
Здесь п' ж п. Поэтому зависимость
относительных расходов от напоров
следует принимать по ступеням, где
значение ip меньше.
На рис. 57 приведены зависимости
п'!п = и 67<? = /(^)для /X
ступени при ip = 0,82 и для I ступени
при ip = 0,52, которые могут служить
исходными для пересчета характеристик
компрессора. На указанном рисунке
показана штрихом винтовая закономер-
ность, согласно выражению (187).
3. Зависимости относительных ча-
стот вращения и относительных расхо-
дов от степени повышения давления.
Введем в полученные зависимости сте-
n'G'
Рис. 57. Зависимости п'1п=
= Для IX ступени и
JG=f (I'ft) для I ступени ком-
прессора
пень повышения давления в компрессоре л. Как известно, при этом:
I = U (с2и-с1и) = ср Тх^ (л^к.п- D, (213)
I' = и’ (с’2и—С1'и) = ср Т'-r «/т,к п_ 1), (214)
где Тх_г — температура воздуха перед ступенью х;
лс — степень повышения давления в этой ступени;
Лк.п — политропный к. п. д.;
m
k—1
k
ср —теплоемкость воздуха, Дж/(кг • град).
Полагая постоянство степеней повышения давления в ступенях
компрессора лс1 = лс2 = ... = лсх = ... = лС2, принимаем для всех
режимов лс = л1/2, где л — степень повышения давления для ком-
прессора (по давлениям после последней и до / ступени). Температура
Гх_1 перед ступенью находится при этом из соотношений:
T’x-l __ / Рх 1
То \ Ро /
X— 1
= я Z
Ро
Отсюда
Тх^ = То г . (215)
Здесь г — число ступеней компрессора;
х — номер рассматриваемой ступени;
То — температура воздуха перед I ступенью.
127
В компрессорах, у которых для рассматриваемой ступени = 90Q
И С1и 0.
При этих условиях для ступени i при G' = G\
т х— 1
^(п) = 24=4-СрТол”к.п' ‘
и] и*
tn X — 1
if Q G 2 <p, , ^кп 2
(л)—2 Cp T°n
(216)
(217)
а для ступени i при n' = n при том же1|)г(п) [выражение (216)1
tn X — 1 tn
1 . ^wn fl z
i|>/(0) = 2 — cpTo л' кп (n'V_ ]). (218)
“/
Принимается riKn = const и cp = const.
На рис. 58 приведены по результатам расчетов, выполненных по
уравнениям (205), (211), (213), (214) и (215), зависимости относитель-
ных частот вращения п'/п и относительных расходов G’/G от степени
повышения давлений л для компрессора ГТ-700-5 (сплошные линии)
со следующими расчетными данными:
л = 4, п = 5000 об/мин, z=ll. При-
нято То = Т'п = 273° К, /п/Акп ~ 0.33
при k = 1,4, Т1кп =Акп — 0,865; ср =
= 1000 Дж/(кг • град), а также
clu = c'iu = °. (219)
При определении температуры воз-
духа Тх-! в выражениях (205), (213),
(214), (215) для относительных частот
вращения рассмотрена последняя сту-
пень (х = 11), где расход мало зависит
от степени повышения давления л.
При определении же Tx_± в выра-
жениях (211), (213), (214), (215) для от-
носительных расходов принята IV сту-
пень (х = 4), так как первые ступени,
особенно при малых частотах вращения,
отличаются большими изменениями рас-
хода, и первые три из них, как предпо-
лагается, недостаточно характерны по
принятым условиям преобразования
энергии в осевом зазоре.
Все данные отнесены к окружной
п со о ,, скорости на среднем диаметре, которая
Рис. 58. Зависимости п' п и 1 r„ r ’ г
G'/G от л для компрессора принята равной при расчетном режиме
ГТ-700-5 соответственно для IV и XI ступеней
128
их — 220 м/с и их = 200 м/с. На рис. 58 для сравнения изображены
также штрихом кривые относительных частот вращения и относи-
тельных расходов Г.А. Зальфа [11], показавшие при тех же исход-
ных данных хорошую сходимость с опытными результатами, полу-
ченными на компрессоре ГТ-700-5. Зависимости в области л' =
= 2-?4 почти совпадают с кривыми Г. А. Зальфа.
При значениях л' < 2 кривые, согласно выражениям (205), (213),
(214), (215) и (211), (213), (214), (215), принимают установленный
выше характер. При л' = 1 выражение (205) имеет вид
т (х — 1) tn
Х2 = /Лх^у= 1— Ср7\л (Л ^кп — =
\ п ) их=11
= 1-2^- = 1-фх=11 (220)
и
а выражение (211) при другом значении х (х = 4)
m(x—1) tn
X =-2^-=1— с ТгЛ (лЛк” —1)—!— =
° G р v «*=4
= 1—2 = 1—фх=4. (221)
и
В рассмотренном примере расчетный коэффициент напора фх=11 =
== О,^-^- < 0,5), отсюда хп = — 0,316 и фх_4 = 0,585, где х0 =
= = 0,415.
(j
Только при ibx=z = 1 или I —) = 0,5, что соответствует
V W / x==z
р = 1,0 и <р = 1,0 [12], получим хп = 0, априф^.^ = 1 или (—) =
= 0,5 — соответственно xG = 0. При методах расчета, основанных на
винтовой закономерности (также при т]кп = const), во всех случаях
Хп = 0 И XG = 0.
Значения хп и ха могут служить критериями для характеристики
пусковых режимов компрессора или его холостого хода как условные
величины относительных частот вращения и относительных расходов,
лишь выше которых начинается повышение давления (л' > 1) в рас-
сматриваемых ступенях компрессора.
Для проверки приводим температуры Тох за ступенями, определен-
ные по формуле (215) и согласно расчету компрессора ГТУ 3500 л. с.
(табл. 25) (т = 0,29; т]кп = 0,84; л = 6; То — 273° К). Результаты
подтверждают хорошую сходимость.
При пересчете основной характеристики на другие частоты враще-
ния п' по полученным зависимостям (205), (213), (214), (215) и (211),
(213), (214), (215) следует определить для данной точки на характе-
5 Зак. 1122 129
Таблица 25
Ступени I II III IV V VI VII VIII IX X XI XII
Расчет 288 293 313 334 355,1 376,6 397,9 418,5 438,5 457,9 476,1 493
Формула (215) 288 303 318 336 356,0 372,0 392,0 413,0 435,0 458,0 458,0 504
ристике (по лип) изменившееся согласно (217) значение л' для задан-
ного нового п'. По полученному значению л' находится искомое зна-
чение G'.
По мере накопления опытных данных для осевых компрессоров
ГТУ в широком диапазоне изменения частот вращения предлагаемый
метод расчета, естественно, будет совершенствоваться.
§22. ВЛИЯНИЕ СТЕПЕНИ РЕГЕНЕРАЦИИ
НА К.П.Д. ЛОКОМОТИВНОГО
ГАЗОТУРБИННОГО ДВИГАТЕЛЯ
Большой практический интерес представляет вопрос о возможности
повышения к. п. д. локомотивной газотурбинной установки введением
регенерации.
Наиболее целесообразно для исследования использовать уравне-
ние (173), выраженное с помощью политропных к. п. д. компрессора
и турбины. При этом, если также учесть потери давления, внутренняя
работа в турбине
(Тз-Т^)^ = (Т3-Л) = Т3( 1-^-) =Т3[1-(пг)— ”тп1 (222)
\ J3 / L J
и соответственно работа сжатия в компрессоре
т
(П-Т1)Ц- = Т2-Т1 = Т1[(л)’'1,п-1], (223)
По/
где г|тп и г]кп—политропные к. п. д. турбины и компрессора;
z—коэффициент потери давления, определяемой из выра-
жения (174).
Расход тепла q в зависимости от политропных к. п. д. турбины и
компрессора
9 — ср (Т’з— Т5) — ср [(7’3 Т2) (Т5 Т2)] — ср [(Т3 Т2)
Ф — Ср [(Тз— Т2)—<р (Т3 Г2) + ср (Т3—Т’4)] —
II КП 1 I
( 1-^—)(1-ф) + ф[1-(лг)-т11™]|. (224)
130
Рис. 59. Зависимости к. п. д.
ГТУ с регенерацией т) от сте-
пени регенерации ср при разных
значениях ПкпЛтп для г=3,5 и
z=0,94
Рис. 60. Зависимости к. п. д.
ГТУ с регенерацией г] от сте-
пени регенерации <р при разных
значениях Т)кп11тп для г=4 и
z = 0,94
Выражение для внутреннего к. п. д. ГТУ с регенерацией после не-
больших преобразований формулы (173) приводится в безразмерных
величинах к виду (при т]м = 1)
у- (1 — nm/ Якп) + [1 — (яг) “т11тп]
= / т/лкп \ ’Ik.c* (225)
( 1——г------) (1-ф) + ф [1-(лг)-'"”™]
Оптимальное отношение давлений лопт, при котором к. п. д. ГТУ
с регенерацией достигает своей максимальной величины, определяется
drfi
следующим путем. Взяв первую производную , считая, что все дру-
гие величины заданы, и, приравняв ее нулю, получим
= (226)
\ Пк.П / 2m-riTn[l—(1—
В дальнейшем оптимальные значения лопт и т]? находятся путем
совместного решения уравнений (225) и (226). Для этого были приме-
нены ЭВМ. Некоторые из полученных зависимостей приведены на
рис. 59, 60, 61.
Как видно из полученных результатов, к. п. д. ГТУ с регенераци-
ей в области малых значений т)к.п Л т.п = 0,52 4- 0,76 неизменно
увеличивается с повышением степени регенерации. При превышении
величины т]кп т]тп = 0,76, что соответствует примерно т]кп = 0,87
5* 131
и т]тп = 0,87, с увеличением степени регенерации <р к. п. д. уменьша-
ется до некоторого значения, а затем опять возрастает. Это происходит
благодаря тому, что при больших значениях т]кп т]тп температура
воздуха после компрессора Т2 становится больше температуры газов
Т4 на выходе из турбины. С введением регенерации оптимальное зна-
чение Лопт уменьшается, вследствие чего температура Т2 сперва сни-
жается, достигая равенства Т2 = Т4 при некотором значении <р,
а затем при дальнейшем увеличении <р становится меньше Т4. Наи-
меньшее значение соответствует условию Т2 = Т4; это показано
на рис. 62 для т]кп. т]тп = 0, 48 при г = 3,5 и z = 1.
Штриховая линия на рис. 59, 60, 61 является границей, за которой
к. п. д. начинает превышать к. п. д. ГТУ без регенерации.
Как видно на рис. 63, с повышением температурного коэффици-
ента г степень регенерации ср, при превышении которой к. п. д. rjf
становится больше к. п. д. ГТУ без регенерации, увеличивается.
Это показано для случая, когда т]кп т)тп = 0,8 и z = 0,94, в области
г = 3 -г 4. Заштрихованная область соответствует значениям <р,
при которых регенерация снижает эффективность установки.
На рис. 59 и 60 видно, что потери давления существенно снижают
к. п. д. ГТУ с регенерацией.
На рис. 64 показано изменение значения л от степени регенерации.
С повышением степени регенерации оптимальное значение л умень-
шается. Это обстоятельство во многих случаях, особенно в транспорт-
ной установке, устраняет трудности, возникающие при выборе ком-
прессора ГТУ на повышенные отношения давлений. Известно, что
введение регенерации связано с потерями давления в установке и утеч-
ками газа и воздуха. Она теряет смысл при больших потерях в регене-
раторе.
Рис. 61. Зависимости к.п.д.
ГТУ с регенерацией т]^ от
степени регенерации ср при
разных значениях ЦкпЦтп
для r=3,5; z=0,94
Рис. 62. Изменение значений и л в зависи-
мости от степени регенерации ср для 2=1, г=3,5
Чкп'Птп=0,84
132
Стесненные условия для раз-
мещения регенератора и требова-
ние высокой эксплуатационной на-
дежности затрудняют применение
регенерации тепла на локомотиве.
Задача заключается в создании на-
дежного, компактного и дешевого
регенератора для газотурбовоза.
Так как полная мощность ГТУ
используется на локомотиве в тече-
ние относительно малого времени,
может быть предусмотрена работа
регенератора только на средних и
малых нагрузках с отключением
при полной мощности; в этом слу-
чае регенератор может быть выпол-
нен малых размеров.
При рассмотрении вопроса о
применении регенерации на газо-
турбовозе следует особенно иметь
в виду следующие обстоятельства.
ГТУ газотурбовоза имеет неболь-
шую единичную мощность и вслед-
ствие этого относительно невысо-
кие внутренние к. п. д. компрес-
сора и турбины. Поэтому примене-
ние регенерации, как вытекает из
рис. 59, 60, 61, обеспечивает су-
щественное повышение к. п. д.
установки. Положительное значе-
ние регенерации в самом общем
виде вытекает из эксергетического
баланса установки (§ 6, 26).
Регенерация — наиболее доступ-
ное средство повышения эконо-
мичности ГТУ локомотивов по срав-
нению с другими известными меро-
Рис. 63. Зависимость граничного зна-
чения ф от температурного коэффи-
циента г (ЧкпЛтп = 0,8; z = 0,94)
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
Р1/Р1
Рис. 64. Зависимость к. п. д. Ч/ от
отношения давлений рг/pi и темпера-
тур T2/Ti при разных значениях ф
приятиями, как, например, промежуточное охлаждение воздуха
при сжатии и др. Благодаря уменьшению при регенерации оптимальной
степени повышения давления л упрощается конструкция компрессора,
уменьшаются его габариты.
§ 23. РАСХОД ТОПЛИВА НА ИЗМЕРИТЕЛЬ
ПЕРЕВОЗОЧНОЙ РАБОТЫ
ПРИ ГАЗОТУРБИННОЙ ТЯГЕ
Удельный расход условного топлива при газотурбинной тяге,
отнесенный к измерителю 104 ткм брутто, можно определить ана-
логично удельному расходу при тепловозной тяге
133
ine
b = 497 7ППП ^а + Д1)(/ + Дг)кг/10« ткм, (2.27)
где г|гв — расчетный к. п. д. нетто газотурбовоза на ободе колес;
14- Дх — коэффициент увеличения удельного расхода топлива сверх
расчетного, учитывающий недогрузку двигателя локомо-
тива и в самом общем виде фактическую частоту вращения
вала двигателя, если она отличается от расчетной (144)
х(«')
l + A^-HL + l-x^y. (228)
Здесь f — степень нагрузки двигателя (отношение мощности, для
которой определяется удельный расход топлива, к рас-
четной мощности 7Ve);
п' — частота вращения вала двигателя, соответствующая рас-
сматриваемой мощности N'e,
хгту — коэффициент расхода холостого хода для фактической
частоты вращения п';
хгту — коэффициент расхода холостого хода для расчетной час-
тоты вращения п;
14- Да — коэффициент увеличения расхода, учитывающий отклоне-
ния от расчетных условий работы локомотива; для газо-
турбовоза 1 + Д2 = 1,15.
В табл. 26 приведены результаты удельных расходов топлива
на измеритель для газотурбовоза мощностью Ne = 6000 л. с. при раз-
личных степенях нагрузки двигателя и разных эквивалентных сопро-
тивлениях. Газотурбинный двигатель локомотива двухвальный без
регенерации. Расчетный к. п. д. на ободе колес т]гв = 0,20. Для
примера принят коэффициент расхода холостого хода хгту при час-
тоте вращения компрессорного вала, равной расчетной, согласно
выражению (151), при/1х =0,7 и х — 0,3; хгту=х +/х.х (1—х) =
= 0,3-|-0,7 (1— 0,3)=0,79, а значения хгту по формуле (154).
Таблица 26
Величины | । Степень нагрузки f(n')
0,8 0,6 0,4
Частота вращения компрессорного вала и' Коэффициент расхода холостого хода 0,9п 0,8м 0,7м
у(п') хгту 0,65 0,55 0,42
Значения (1+Дх) 1,02 1,127 1,26
Значения (l-j-A2) Удельный расход условного топлива: 1,15 1,15 1,15
ткм 59,0 65,0 72,7
на легком профиле 1—
ткм 118,0 130,0 145,4
на трудном профиле 1—^ю4ткм
134
§ 24. ГАЗОТУРБИННЫЙ ДВИГАТЕЛЬ — СИЛОВОЙ АГРЕГАТ
ТУРБОПОЕЗДА ДЛЯ ВЫСОКОСКОРОСТНОГО ДВИЖЕНИЯ
Доказана возможность повышения скорости движения поездов
до 250 км/ч без существенных и дорогостоящих изменений пути и под-
вижного состава. При этом обычная конструкция локомотивов и ва-
гонов требует снижения положения центра тяжести, перехода с коло-
дочного на дисковое или комбинированное колодочно-дисковое тор-
можение, изменения формы лобовых частей для уменьшения сопротив-
ления воздушной среды и др. В скоростном движении, как уже указы-
валось, вес поезда, приходящийся на одного пассажира, должен быть
небольшим.
Ввиду простоты конструкции и высокой удельной мощности, по-
зволяющей снизить вес поезда и нагрузку от оси на рельсы, газотур-
бинная тяга является перспективной для междугородного пассажир-
ского скоростного движения на неэлектрифицированных участках.
В СССР, а также в США, Канаде, во Франции, в ФРГ ведутся испыта-
ния подвижного состава с газотурбинными двигателями. В Англии
проектируются турбопоезда. При газотурбинной тяге по сравнению
с электротягой не требуется установка дорогого стационарного
оборудования.
Применение двухвального ГТД со свободной тяговой турбиной,
имеющей благоприятную тяговую характеристику, позволяет исполь-
зовать простейшую механическую передачу с высоким к. п. д.
Часто возникает вопрос о выборе двигателя для установки под по-
лом вагона с целью увеличения пассажирских мест в поезде и опреде-
ления величины тяговой мощности, которая может быть реализована
через двухосную тележку с небольшой нагрузкой от оси на рельсы
(10—11 тс). Газотурбинный двигатель должен обладать для этого мощ-
ностью 1500 л. с. при наибольшем диаметре не более 965 мм [25].
Два двигателя Dart фирмы «Rolls—Royce» способны обеспечить
восьмивагонному поезду весом 250 тс на подъеме крутизной 3,3 °/00
скорость 185 км/ч.
Дальнейшее улучшение тяговых характеристик турбопоезда мо-
жет быть достигнуто снижением веса прицепных вагонов. Путем соч-
ленения каждой пары головных вагонов, опирая концы обоих вагонов
на одну двухосную тележку, а также используя одну из осей этой
тележки, как движущей, увеличивается сцепление без увеличения
веса поезда.
На рис. 65 показан общий вид такого турбопоезда, построенного
в США. Для повышения сцепного веса здесь применено также раз-
мещение подвагонного дизель-генератора, питающего установку для
кондиционирования воздуха, под прицепным вагоном вблизи движу-
щей тележки.
Во Франции испытывался двухвагонный поезд с максимальной
скоростью 232 км/ч. Исследуются тяговые свойства ГТД в широком
интервале изменения скоростей, аэродинамический эффект всасывания
и выпуска больших масс воздуха двигателем, работа механической
передачи и др.
135
Рис. 65. Внешний вид турбопоезда с сочлененной парой головных вагонов:
/ — установка для кондиционирования воздуха; 2 — топливный бак; 3 — аккумуляторная
батарея; 4 — глушитель; 5 — вентиляционная труба; 6 — ГТД; 7 — глушитель диаметром
610 мм; 8 — реверс-редуктор; 9 — отсек для поездной бригады и багажа; 10 — дизель-ге-
нератор
Расчеты показали, что двухвальный ГТД и простейшая механи-
ческая передача весят 1,2 тс, а вес дизеля и ступенчатого механическо-
го редуктора составляет 10,5 тс при той же мощности. Это позволяет
вдвое снизить нагрузку от оси на рельсы.
Для первого варианта турбопоезда выбран авиационный двухваль-
ный двигатель Turbomeca, который развивает максимальную мощ-
ность 1495 л. с. Для условий железнодорожного транспорта мощность
двигателя снижена до 1110 л. с., что позволяет увеличить его моторе-
сурс до 2000 ч. Удельный расход топлива двигателем при полной на-
грузке составляет 297 г/л. с. ч.
Фирма «United Aircraft» [27] создала два варианта турбопоезда.
В первом варианте два трехвагонных турбопоезда для участка Бостон—
Нью-Йорк (США). Каждый из них снабжен шестью двухвальными
ГТД для тяги и одним ГТД для питания вспомогательных устройств.
Во втором пять семивагонных турбопоездов для участка Монреаль—
Торонто (Канада), которые будут эксплуатироваться сочлененно в виде
14-вагонных составов, вмещающих по 660 пассажиров. Каждый 7-ва-
гонный поезд имеет 4 ГТД для тяги и один для вспомогательных нужд.
Здесь предусмотрено интересное конструктивное решение узла тя-
говой передачи. Четыре газотурбинных двигателя располагаются
попарно по обеим сторонам вагона; оси двигателей параллельны про-
дольной оси вагона. Валы тяговых турбин двигателей подсоединяются
к коническому редуктору, понижающему частоту вращения
до 6000 об/мин. Далее в центральном объединяющем редукторе час-
тота вращения снижается до 3600 об/мин. Двухступенчатые осевые
редукторы ведущей тележки уменьшают частоту вращения ведущих
осей до 1800 об/мин.
Испытания турбопоезда фирмы «Garret» с двумя одновальными
ГТД фирмы «Budd» мощностью по 535 л. с. при 4370 об/мин также
показали хорошие тяговые качества ГТД. ГТД имеет компрессор
с двумя центробежными ступенями, кольцевую камеру сгорания и
осевую трехступенчатую турбину. Запуск ГТД электрический. Раз-
меры ГТД, включая редуктор привода вспомогательных устройств: ши-
рина 960 мм, высота 600 мм, длина 1460 мм. Вес двигателя с редукто-
ром и вспомогательными устройствами 482 кг. Удельный расход топ-
лива 294 г/л. с. ч, а расход газа 2,9 кг/с при температуре за турбиной
136
530° С. Каждый ГТД соединен с передачей, состоящей из редуктора,
гидромуфты, гидротрансформатора, двухскоростного реверс-редук-
тора и осевых редукторов. Максимальная скорость поезда 145 км/ч,
ускорение 0,9 м/с2, замедление (служебное) 0,8 м/с2, замедление
(экстренное) 1,34 м/с2.
В СССР находится в опытной эксплуатации силовой вагон, обору-
дованный вертолетной турбиной 350 л. с. Передача электрическая
переменного тока.
Опыт использования авиационных газотурбинных двигателей с ре-
активными насадками проведен фирмой «New-York—Central» (США).
На крыше вагона были установлены два таких двигателя. В одной
из поездок была достигнута скорость 296 км/ч при мощности двига-
телей 7200 л. с. При этом отмечался очень сильный шум, являющийся
основным препятствием для использования этих двигателей.
§ 25. ГАЗОВАЯ ТУРБИНА —
АГРЕГАТ ДЛЯ СНЯТИЯ
ПИКОВЫХ НАГРУЗОК ЛОКОМОТИВА
Известны преимущества газотурбинного двигателя, выполненного
по простой схеме, в качестве агрегата для децентрализованного снятия
пиковых нагрузок энергетической системы. Экономичность его в ука-
занных условиях доказана опытом широкого применения газовых тур-
бин разных единичных мощностей. Основанием для этого является
небольшой коэффициент использования установленной мощности
в пиковой установке, при котором составляющая стоимости топлива
в себестоимости единицы энергии играет малую роль, а также не-
большая стоимость оборудования при автоматическом управлении
двигателем, быстрый запуск и хорошая приемистость в переходных
режимах. Поэтому возникает, естественно, мысль об использовании
ГТД небольшой мощности на локомотиве для снятия пиков нагрузки.
Эффективность такого варианта целесообразно определять для кон-
кретных условий работы локомотива, соотношения ожидаемых мощ-
ностей главного и пикового двигателей, их расходных характерис-
тик и др.
В варианте, когда главный двигатель локомотива — газовая тур-
бина, предполагаемая экономия топлива вытекает из:
лучшего соответствия между установленной мощностью и требуе-
мой нагрузкой локомотива, благодаря чему возможно выравнивание
нагрузки главного двигателя и приближение ее к условиям экономи-
ческого режима;
снижения рахода топлива на холостом ходу главного двигателя
благодаря уменьшению его номинальной мощности.
Такой вариант, кроме того, повышает надежность работы локомо-
тива.
С другой стороны, экономия зависит от затрат на топливо в менее
экономичном агрегате для снятия пиков.
В том случае когда главный двигатель локомотива — дизель,
а пиковый —• газовая турбина, нельзя рассчитывать на получение
137
Частота бращения^/мин
Рис. 66. Мощностные характеристики тепло-
возного дизеля с гидропередачей:
1 — мощность, воспринимаемая приводом гидро-
передачи; 2 — мощность на валу дизеля в зимних
условиях работы вспомогательных устройств (без
отопления поезда); 3 — мощность на валу дизеля
в летних условиях (без отопления); 4— мощность
на валу при максимальной отопительной нагрузке
(500 л. с.); 5 — внешняя характеристика по упору;
6а — мощность на валу при холостом ходе дизе-
ля и небольшой отопительной нагрузке (без рас-
хода мощности на тягу); 6 6 — мощность на валу
при холостом ходе дизеля и большой отопитель-
ной нагрузке (без расхода мощности на тягу)
экономии топлива. Ввиду низ-
кого значения коэффициента
холостого хода тепловозного
дизеля и небольших отклоне-
ний к. п. д. при недогрузках
от расчетного, улучшение его
режимных условий работы
приводит к небольшому вы-
игрышу в расходе топлива.
Вариант применения газовой
турбины здесь может иметь
место в том случае, когда не-
достающая мощность локомо-
тива (при стремлении к повы-
шению мощности в одной сек-
ции) не может быть покрыта
дизелем ввиду ограниченных
возможностей создания дизе-
ля большой единичной мощ-
ности и неспособностью его
к кратковременным перегруз-
кам. Применение газовой
турбины на тепловозе особен-
но целесообразно при отборе мощности на нужды электрического
отопления поезда.
Оригинальное решение сочетания тепловозного дизеля с газовой
турбиной при электрическом отоплении поезда применено на турбо-
дизельном локомотиве с гидропередачей V-169 (ФРГ) [21], где
мощность дизеля расходуется на тягу поезда и привод электрического
генератора отопления. Для покрытия недостающей тяговой нагрузки
при ускорении, на подъемах и части мощности дизеля, расходуемой
на отопление, служит газовая турбина, соединенная через редуктор
с гидропередачей. Дизель мощностью 2300 л. с., с частотой вращения
1600 об/мин оборудован системой наддува с охлаждением воздуха.
Газотурбинный двигатель двухвальный, мощностью 920 л. с.
На рис. 66 показаны закономерности изменения мощности дизеля
Таблица 27
Показатели Позиции рукоятки контроллера
14 1 14 1 14 1 15 | >5 1 15
Мощность генератора, кВт Дизель: — 200 320 — 240 320
мощность, л. с 1900 2040 2200 2100 2230 22 50
частота вращения, об/мин . . . Мощность газовой турбины, л. с. 1570 1550 1525 1630 1610 15 50
летом 680 _— — 680 —- —
зимой 830 830 — 830 830
Мощность на ободе колес, л. с. . . 2050 2150 2050 2200 2200 2100
138
в зависимости от частоты вращения, а в табл. 27 — соответствующие
величины регулируемой мощности на положениях 14 и 15 контроллера
при режимах работы без отопления, со средней и полной отопительной
нагрузкой.
Для повышения тепловой экономичности ГТД длительность его
работы не превышает 35%, а на холостом ходу — 5% всего времени
работы дизеля. Коэффициент нагрузки его в среднем поддерживается
равным 85%.
На основании результатов полуторагодичной опытной эксплуата-
ции отмечается целесообразность дальнейшего развития и внедрения
турбо-дизельного локомотива. Рассматривается использование ГТД
как бустерного агрегата с целью повышения мощности тепловозов су-
ществующих конструкций и улучшения их тяговых характеристик.
§ 26. РАСЧЕТ И АНАЛИЗ
ЭКСЕРГЕТИЧЕСКОГО БАЛАНСА
ДВУХВАЛЬНОЙ ЛОКОМОТИВНОЙ
ГАЗОТУРБИННОЙ УСТАНОВКИ*
Расчет выполнен с помощью диаграммы Ts для
следующих условий:
Давление наружного воздуха, кгс/см2......... р0 = 1,033
Температура наружного воздуха, °К........... То = 288
Температура газов перед турбиной, °К........ T3=1050
(777° С)
Механический к. п. д........................ Лм = 0,99
Коэффициент потери давления на входе в ком-
прессор .................................... 6ВХ = 0,98
Коэффициент потери давления в камере сгорания 6К.С = 0,967
Коэффициент утечки воздуха (1 + gT) (1 — £Охл—
£ут)........................................ Ц = 0,973
Расход воздуха на охлаждение, %............. £Охл = 2,0
Расход воздуха на утечки, % .............. gyT = 2,1
Внутренний к. п. д. турбомашин:
компрессора.................................. Лк = 0,86
компрессорной и тяговой турбин...........Лт.к = Лт.т = 0,9
к. п. д. камеры сгорания ................ Лк.с = 0,97
степень повышения давления............... лк = 6,0
эффективная мощность установки, л. с. . . . = 6000
топливо мазут флотский...................(состав см. ниже):
Состав, % ккал/кг Теоретическое количество воздуха, кг/кг
С Н 1 1 3
Мазут у = 0,95 кгс/м3 П1 - —. = • • 85,7 11,8 2,5 10 400 13,79
Расчет цикла выполнен с помощью диаграммы Ts [16] (рис. 67),
при этом использована зависимость коэффициента состава р от коэффи-
циента избытка воздуха а. Результаты расчета сведены в табл. 28.
Этот параграф написал инж. М. М. Хазен.
139
Таблица 28
Величины Обозначение Формула Значение
Исходные данные Температура воздуха перед ком- прессором, °C для расчета i /а = ^1 процесса сжатия 15
Давление воздуха перед всасываю- щим патрубком, кгс/см2 . . . Ра = Ро — 1,033
Коэффициент сопротивления на входе ^вх 0,98
Давление воздуха перед входным направляющим аппаратом, кгс/см2 Pi Р1 = $вх Ро 1,0123
Степень повышения давления в компрессоре лк — 6,0
Давление воздуха за компрессо- ром, кгс/см2 Внутренний к. п. д. компрессора Р2 Р2 — Р1 6,072
ПК — 0,86
Расчет пре Энтропия воздуха перед всасываю- щим патрубком по исходной изобаре, ккал/кмоль °C ... . щесса в комг о0 д0 ipeccope f р) 0,20
Энтропия воздуха перед всасываю- щим патрубком, ккал/кмоль °C $0 Sg —Лр/?1пра 0,1345
Энтропия воздуха перед входным направляющим аппаратом, ккал/кмоль °C Si Sg — 0,1762
Энтальпия воздуха перед входным направляющим аппаратом, ккал/кмоль /1 f ('a, P) 60
Энтропия конца изоэнтропийного сжатия по исходной изобаре, ккал/кмоль °C $п 3,7562
Температура в конце изоэнтропий- ного сжатия в компрессоре, °C f ($n • ₽) 196
Энтальпия в конце изоэнтропий- ного сжатия в компрессоре, ккал/кмоль /(<!, p) 1360
Изоэнтропийный перепад энталь- пий при сжатии, ккал/кмоль . X 11 1 / 1'll-Il 1300
Действительный перепад энталь- пий при сжатии нп 1512
Энтальпия в конце действительно- го процесса сжатия, ккал/кмоль °C III 1lK Л + Нц 1572
Температура в конце действитель- ного процесса сжатия, °C . . . Энтропия в конце действительного процесса сжатия по исходной изобаре, ккал/кмоль °C ... . f (/,1. P) 223
оО дп f (*II> P) 4,18
Энтропия в конце действительного процесса сжатия, ккал/кмоль °C SII S ц — Л[л/?1пр jj 0,6
140
Продолжение табл. 28
Величины Обозначение Формула Значение
Исходные данные для расчетов процесса расширения в компрессорной турбине
Температура газа, °C й — 777
Молекулярный вес продуктов сго-
рания Рг — 29,02
Коэффициент избытка воздуха . . а — 5,0
Молекулярный вес воздуха . . . Ив — 28,97
Коэффициент состава газа .... Р — 1,1
Коэффициент потери давления в
камере сгорания ^К.с — 0,967
Давление газа перед компрессор-
ной турбиной, кгс/см2 .... Р*з Ръ ^к,с 5,872
Внутренний к. п. д. турбины . . Лт.к — 0,9
Механический к. п. д Л мех — 0,99
Теплоперепад при расширении
в компрессорной турбине (с уче-
том механических потерь и уте- н II
чек) ИПмех 1570
Расчет процесса расширения в компрессорной турбине
Энтальпия начала расширения га- за по исходной изобаре, ккал/кмоль °C Энтропия газа в начале расшире- Q0 дз f (О) 9,98
ния, ккал/кмоль °C Энтальпия газа в начале расши- рения, ккал/кмоль $3 S3—• Л|1/?1прз 6,46
13 f р) 5860
Энтальпия газа в конце действи- тельного процесса расширения в компрессорной турбине, ккал/кмоль Лх 4290
Температура газа в конце дейст- вительного процесса расшире- ния, °C Энтальпия газа в конце изоэнтро- пийного расширения, ккал/кмоль t\x f (Itx, P) 585
цх 4115
Температура газа в конце изоэн- 3 Т|т.к 560
тропийного расширения, °C . . ^4Х t (^4x> P)
Энтропия в конце действительного процесса расширения по исход- ной изобаре, ккал/кмоль °C . . S°x f (4. P) 8,34
Энтропия в конце изоэнтропийно- го расширения по исходной s°ix r ( *' o\ 8,10
изобаре, ккал/кмоль °C ... . f ( t PJ
Энтропия в конце действительного процесса расширения, ккал/кмоль °C Six s^-(s4°;-s3) 6,70
Давление в конце процесса рас- ширения, кгс/см2 * р<х — 2,28
141
Продолжение табл. 28
Величины Обозначение Формула Значение
Исходные данные для расчета процесса
расширения в тяговой турбине
Давление за тяговой турбиной
с учетом сопротивления, кгс/см* 1 2 3
Энтропия в конце изоэнтропийного
расширения газа по исходной
изобаре, ккал/кмоль °C ... .
Температура газа в конце изоэн-
тропийного расширения, °C . .
Энтальпия газа в конце изоэнтро-
пийного расширения, ккал/кмоль
Изоэнтропийный перепад энталь-
пий при расширении газа,
ккал/кмоль ....................
Действительный перепад энталь-
пий при расширении газа,
ккал/кмоль ....................
Энтальпия газа в конце действи-
тельного процесса расширения,
ккал/кмоль ....................
Температура газа в конце дейст-
вительного процесса расшире-
ния, °C .......................
Энтропия в конце действительного
процесса расширения газа по
исходной изобаре, ккал/кмоль °C
Энтропия газа в конце действи-
тельного процесса расширения,
ккал/кмоль °C .................
« — 1,11
^4 6,908
f ($Г ₽) 440
^4 f(<4'> ₽) 3170
Hw Лх— ^4 1120
Hlv Лтт (Лх— ^4) 1010
Лх — V 3280
♦ /4. f P) 456
Q 0 d4 f (c ₽) 7,06
s4 S°-4hR1ii p4 6,853
♦ Параметр заторможенного потока.
Значения параметров в характерных точках цикла сводим
в табл. 29.
На основании данных табл. 29 произведем расчет эксергетического
баланса ГТУ (для промежутка времени г = 1 ч).
1. Эксергия воздуха, поступающего в ГТУ,
Er = GBze0 = 30,0 • 3600 • 0,74 = 80 Мкал.
2. Воздух до поступления в компрессор проходит через воздушный
фильтр, вследствие чего давление его падает, что вызывает потерю
р аботоспособности:
ДЕ = GBz (sx — s0) То = GBz fa — e0) = 30 • 3600 • 0,415 =
= 44,8 Мкал.
3. Турбокомпрессор.
Эксергия, подводимая к турбине,
Ет = Grz (е3 — е4х) = 29,19 • 3600 • 56,4 = 5926,7 Мкал.
142
Работа компрессорной турбины
LT = Grz (t3 — i4x) = 29,19 • 3600 • 54,0 = 5674,5 Мкал.
Термодинамический к. п. д. компрессорной турбины
Т)т = = 5674,5 = 0,957.
Ет 5926,7
Увеличение эксергии воздуха в компрессоре
Ек = GBz (е2 — ех) = 30 • 3600 • 47,975 = 5170 Мкал.
Работа сжатия газа
LK — GBz (t2 —1\) = 30,0 • 3600 • 52,175 = 5630 Мкал.
Таблица 29
Характер- ные точки цикла (см. рис. 67) Темпера- тура °C Давление Р, кгс/сма Энтальпия Энтропия Т о$» ккал/кг е — i — — Т os. ккал/кг
ккал/ кмоль ккал/кг ккал 1 кмоль °C ккал/ (кг-град)
0 15 1,0330 60 2,075 0,1345 0,004625 1,335 0,74
1 15 1,0123 60 2,075 0,1762 0,00607 1,75 0,325
2 223 6,072 1572 54,25 0,6 0,02065 5,95 48,30
3 777 5,872 5860 202 0,46 0,2225 64,1 137,9
4х 585 2,28 4290 148 6,7 0,231 66,5 81,5
4 456 1,11 3280 113 6,853 0,236 68,0 45,0
143
Термодинамический к. п. д. компрессора
Лк= -=-^- = 0,920.
к LK 5630
Механический к. п. д. турбокомпрессора
= 5630 = 0,992.
м LT 5674,5
К. п. д. турбокомпрессора
*Птк = 'Пт'Пк'Лм = 0,957 • 0,92 • 0,992 — 0,873.
4. Тяговая турбина.
Эксергия, подводимая с газом к тяговой турбине
£т = Grz (eix — е4) = 29,19 • 3600 • 36,5 = 3835,6 Мкал.
Полезная работа на муфте турбины
£т = Grz (iix — i4) = 29,19 • 3600 • 35 = 3677,9 Мкал.
Термодинамический к. п. д. тяговой турбины
Lt 3677,9 л ЛЕ7
т]т т = —— =----1— =• 0,957.
т’т £т 3835,6
5. Горение и смешение.
Эксергия воздуха на входе в камеру сгорания
£в = Grz (t2 — 7*0X2) = 29,19 • 3600 • 48,30 = 5075,6 Мкал.
Вносится с топливом в камеру сгорания
£топ = Еетоп = 1585 • 10 400 = 16 500 Мкал,
где В — весовой расход топлива, кг/ч;
аТО1Г = 0,975 Qp = 0,975 • 10 700 =10 400 ккал/кг.
Отводится с газами из камеры сгорания
£газа = Gr • 3600аз = 29,19 • 3600 • 137,9 = 14 491 Мкал.
Потеря эксергии в камере сгорания
А£ = £топ + £В03Д — £газа = 7084 Мкал.
Это потеря от необратимости процессов горения и смешения и сниже-
ния давления в камере сгорания (падение давления в трубопроводах
не учитываем).
6. Эксергия отработавших газов
£4 = Grze4 = 29,19 • 3600 • 45,0 = 4728,8 Мкал.
Результаты расчета эксергетического баланса ГТУ сведены
в табл. 30 и 31.
144
Таблица 30
Элемент установки Полученная эксергия Отданная эксергия Потеря эксергии Термодина- мический к. п. д.
Мкал/ч
Фильтр
Поступающий воздух . . . 80 — — —
Потеря на всасывание . . . — 35,2 44,8 —
Турбокомпрессор
Компрессорная турбина . . 5 926,7 5 674,5 252,2 0,957
Передача от турбины к ком- 5 674,5 44,5
прессору 5 630 0,992
Компрессор 5 630,0 5 170,0 460,0 0,920
Турбокомпрессор в целом . 5 926,7 5 170,0 756,7 0,873
Тяговая турбина
Турбина 3 835,6 3 677,9 157,7 0,957
Камера сгорания
Воздух для горения .... 5 075,6 — — —
Топливо 16 500,0 — — —
Отработавшие газы .... — 14 491,0 — —
Общие потери в камере . . — — 7084,0 —
Таблица 31
Элементы баланса Эксергия
Мкал/ч | %
Подводимая к установке эксергия
Воздух 80 0,5
Топливо 16 500 99,5
Итого 16 580 100
Отводимая эксергия
Полезная работа 3 677,9 22,183
Потери:
в воздушном фильтре 44,8 0,27
в турбокомпрессоре 756,7 4,564
в тяговой турбине 157,7 0,9512
в камере сгорания 7 084,0 42,726
с отработавшими газами 4 728,8 28,521
неучтенные 130,1 0,7848
Итого 16 580,0 100
145
Рис. 68. Диаграмма потоков эксер-
гии в ГТУ
Термодинамический к. п. д. уста-
новки
Т] = - £т = 3677,9 . = 0,2218.
£подв 16 580
По результатам расчета эксергети-
ческого баланса (см. табл. 30) состав-
лены диаграммы потоков эксергии
(рис. 68 и 69). Наибольшая потеря
эксергии (42,726%) приходится на
камеру сгорания вследствие необра-
тимости процессов горения и смеше-
ния.
Для сравнения на рис. 70 приве-
дена диаграмма потоков тепла для
рассматриваемой ГТУ, из которой
видно, что основная потеря прихо-
дится на тепло, уносимое с отрабо-
тавшими газами (72%). Так как эк-
сергия, подводимая с топливом, при-
нята равной его теплоте сгорания,
эксергетический к. п. д. установки совпадает с к. п. д., полученным
по данным теплового баланса, однако распределение потерь более
полно показывает эксергетический баланс. Тепловые потери в турби-
Рис. 69. Диаграмма эксергетиче-
ского баланса ГТУ
Рис. 70. Диаграмма потоков тепла
в ГТУ
146
нах в тепловой баланс не входят — они включены в потери с отрабо-
тавшими газами, а потери в компрессоре вошли в потери в камере сго-
рания. Оба баланса показывают, насколько может быть улучшено ис-
пользование тепла в ГТУ при утилизации отработавших газов (реге-
нерацией, использованием тепла газов для отопления, кондициониро-
вания воздуха, в холодильных установках и др.).
Для снижения потерь эксергии в камере сгорания требуется уве-
личить температуру газа перед турбиной, что позволит уменьшить
коэффициент избытка воздуха а и снизить потери от необратимости
процесса смешения. Повышение температуры воздуха на входе в ка-
меру сгорания с помощью регенерации тепла отработавших газов
уменьшит потери от необратимости процесса горения. Аэродинами-
ческие и механические потери в турбомашинах в эксергетическом ба-
лансе составляют 6,3%.
Глава V
РАСХОД ТОПЛИВА АВТОНОМНЫМИ ЛОКОМОТИВАМИ
ПРИ НЕРАСЧЕТНЫХ РЕЖИМАХ РАБОТЫ
§27. РАСХОД ТОПЛИВА ЛОКОМОТИВОМ
ВО ВРЕМЯ стоянки
Выше были получены расходные характеристики для тепловоз-
ного дизеля и газотурбинного двигателя, необходимые для определе-
ния расхода тепла при нерасчетных режимах работы. Ввиду затраты
части мощности двигателя на привод вспомогательных устройств ло-
комотива здесь удобно принять в качестве параметра при построении
характеристик нагрузку двигателя на валу. При этом условии характе-
ристика позволяет определить расходы топлива для всех режимов ра-
боты локомотива, отнесенных к расчетной мощности двигателя на валу.
Предполагается, что при холостом ходе двигателя, как было при-
нято, полезная мощность, отдаваемая им локомотиву, в том числе
и на привод вспомогательных устройств локомотива, включая венти-
ляторы холодильников, равна нулю. Иными словами, двигатель раз-
вивает мощность, расходуемую лишь на покрытие механических по-
терь, в которые включаются расходы мощности на обслуживающие
его устройства.
Пусть (рис. 71) АБ — величина коэффициента условного расхода
топлива двигателем на холостом ходу при заданной частоте враще-
ния Хдв9; АЕ— относительная мощность, затрачиваемая на вспомо-
гательные нужды локомотива (вентиляторы холодильников, тормоз-
ной компрессор, вентиляторы охлаждения тяговых электродвигателей
и др.). Она может быть выражена коэффициентом нагрузки двигателя,
который определяется по фактической мощности, затрачиваемой
на вспомогательные нужды локомотива при данной частоте вращения
nz:
J_ S К.. = X[е, п (|)т> н(110„ „ (о1, (229)
где 8в.н(г) — коэффициент нагрузки данного устройства в долях
от его номинальной мощности JVb.h(<)‘>
8в.на> = ^^-, (230)
148
tb.h(O — относительное время работы
устройства за рассматривае-
мый промежуток времени;
М — эффективная мощность дви-
гателя;
0в.н(П — коэффициент относительной
установленной мощности
вспомогательных устройств:
Л/н
0в.н(п = —(231)
Л'е
Рис. 71. К определению расхода
топлива при холостом ходе локо-
мотива
Поэтому отрезок ED выражает расход топлива при холостом ходе
локомотива и во время стоянки хлок, когда локомотив не производит
работы, а двигатель его отдает мощность, необходимую лишь для удов-
летворения вспомогательных нужд локомотива:
Согласно выражению (154)
= Чв ’ + 2 leB.H W *в.н (О 0B.H (J (1 -<’)• (232)
При этом расход топлива на стоянке
В(п') -ХШ’)В (233)
ч (х.х) лок Ч» К*- /
где Вч — расход топлива двигателем на расчетном режиме, кг/ч.
Пусть для тепловозного двигателя мощностью 2000 л. с. при его
работе во время стоянки локомотива на минимально устойчивой частоте
вращения nIiX дано: — 0,09;
20в.н = 0.05; ев.н = 0,6; тв.н = 0,5.
Тогда коэффициент расхода топлива двигателем на стоянке
= Г<пх.х) _|_ о т У0 (1 ___vl”x.xh =
ллок —ЛДВС Тьв.а1в.ндив.нР ЛДВС ' —
= 0,09-Ь 0,6.0,5-0,05 (1—0,09) = 0,104 (10,4%).
При Вя = 350 кг/ч расход топлива во время стоянки тепловоза
равен
= хлок,х> 5Ч = 0,104 • 350 = 35,7 кг/ч.
Полученные результаты относятся к действительному расходу топ-
лива, так как для тепловозного дизеля условный расход топлива при
холостом ходе двигателя (отрезок на оси ординат исходной расходной
характеристики) принимается равным действительному расходу (см.
§ 13).
149
При тех же значениях ев.н = 0,6; тв н = 0,5 и 20в.н = 0,03
для газотурбовоза мощностью 3500 л. с., если принять =
= 0,27 и Вч = 1200 кг/ч, находим:
= Хгтдх) + ев.нТв.н Ж.Н (1 - 4тХДХ>) =
= 0,27 + 0,6-0,5.0,03 (1 —0,27) = 0,277;
= *1охк х> В« = °>277 • 1 200 = 332,4 кг/ч.
Так как степень нагрузки газовой турбины одновальной ГТУ
при холостом ходе больше 30% (см. § 19), то здесь приняты совпадаю-
щими условный расход холостого хода ГТУ с действительным.
Обычно для снижения больших расходов топлива, свойственных
газотурбовозу, на стоянках пользуются вспомогательным дизелем,
специально устанавливаемым на газотурбовозе.
§ 28. РАСХОД ТОПЛИВА ВО ВРЕМЯ ОДИНОЧНОГО
ПЕРЕМЕЩЕНИЯ ЛОКОМОТИВА
Если (?л — вес локомотива в тс; ух — скорость движения в км/ч;
/ — коэффициент перевода механической работы в тскм/104 тскм;
т|п — к. п. д. передачи вращения колесам при данном режиме, то мощ-
ность, расходуемая двигателем на перемещение локомотива, равна
yV = Фл г’х _ Фл I (234)
°” 3600-75т]п 0,27^ * ' 7
а суммарная мощность с учетом расхода на вспомогательные нужды
№еД = 8в.н ТВ.Н 0В.Н /Ve + ^0 Л. С. (235)
Приближенно можно принять т]п = Лп, где Лп — расчетный
к. п. д. передачи.
Таким образом, степень нагрузки локомотивного двигателя
(236)
(237)
f («') =
,од Ne
Отсюда расход топлива для заданной частоты вращения вала дви-
гателя п' при одиночном перемещении локомотива, согласно выраже-
нию (154), равен
Вод = х(п') £р уур 4- №) (1 _)) Ь» А/P кг/ч,
дв е е 1 1 од а дв 7 е е 19
а удельный расход топлива (156)
Ь°я = Ь? Г%(л')—!--1-(1—*(л2)1 кг/л. с. ч,
е е дв 1 А дв7 •
•од
(238)
е е
где — коэффициент расхода холостого хода для
частоты вращения л;
N? — расчетная мощность двигателя.
расчетной
150
§ 29. РАСХОД ТОПЛИВА
НА РАБОЧЕМ РЕЖИМЕ ЛОКОМОТИВА
Обозначим средний коэффициент нагрузки локомотивного двига-
теля для рассматриваемого промежутка времени на рабочем режиме,
под которым понимают работу под нагрузкой, на холостом ходу и
простой неработающего двигателя локомотива, через:
2V'
= , (239)
W; = WPS[8B.HTB.H0B.H] + Wen<>^ л. с., (240)
где Ng — средняя мощность, развиваемая двигателем за время рабо-
ты на рабочем режиме при частоте вращения вала п’.
В свою очередь величина
,, Qnoe3«aoTZ
ДГпоезда — х 1
е 0,27г]п
(241)
выражает мощность, затрачиваемую на перемещение поезда весом
(^поезда тс при средней СКОрОСТИ Км/ч.
По аналогии с выражениями (237) и (238) часовой и удельный рас-
ходы топлива для средней нагрузки двигателя (/(fI'> < 1) при частоте
вращения вала п' соответственно равны:
= + (1—х<^'>)&рА7р кг/ч; (242)
&е = 6ердЛв)-^77 + (1—Хда) КГ/Л‘ С’ Ч* (243)
При сравнении вариантов удобно пользоваться зависимостью
удельного расхода топлива на измеритель (кг/104 • ткм) от степени
использования мощности двигателя локомотива.
Для примера на рис. 72 приведены зависимости удельного расхода
топлива и электроэнергии на измеритель от степени использования
мощности локомотива при электрической и тепловозной тяге.
Для расчетов были приняты локомотивы мощностью 3000 л. с.
на ободе колес и параметры, указанные в табл. 32.
На рис. 73 для тепловозной и электрической тяги показаны зави-
симости общих расходов топлива и электроэнергии в относительных
Таблица 32
I Виды тяги
Расчетные параметры |
электрическая тепловозная
Вес локомотива, тс Число часов работы локомотива в году 90 182
4000 3000
Годовой пробег локомотива, км .... (100—200 )103 (75—150)103
Вес поезда, тс 600—1200 600—1200
Работа за год, ткм 120-10е 90.10е
151
Рис. 72. Зависимость удельного расхода
топлива и электроэнергии на измеритель от
степени использования мощности локомо-
тива:
----.---электрическая тяга; --------тепловозная
тяга; 1 — пассажирские поезда в местном сообще-
нии, ре = 10 кгс/т; 2 — грузовые поезда в дальнем
сообщении, ре=5 кгс/т
Рис. 73. Зависимости расходов топлива и
электроэнергии в относительных единицах
от степени использования мощности локо-
мотива (обозначения см. на рис. 72)
152
единицах от степени исполь-
зования мощности локомо-
тива. Зависимости, как мы
видим, имеют прямолиней-
ный характер.
Построить расходную ха-
рактеристику локомотива в
виде зависимости расхода
топлива на измеритель от
мощности локомотива для
заданной частоты вращения
вала двигателя можно по его
нагрузочной характеристике
при известных коэффициен-
тах х<^' и х^, пользуясь
уравнением (243) после умно-
жения правой его части на
№ -104
а= —-------=
(<^х)Р
I
=-------- Л. С. Ч/104 тскм.
0,27т]п
Отсюда
+ (1—х^) кг/104 тскм,
(244)
где й = о^;-количе-
1 ствол.с.ч.,
эквивалентное при расчетном
режиме работы локомотивного
двигателя измерителю пере-
возочной работы (104 тскм).
Как видно из выражения
(244), удельный расход опре-
деляется для данного сред-
него эквивалентного сопро-
тивления участка рс, выра-
женного с помощью перевод-
ного коэффициента механиче-
ской работы в перевозоч-
ную /.
Глава VI
ОЦЕНКА ТЕПЛОВОЙ ЭКОНОМИЧНОСТИ
АВТОНОМНОГО ЛОКОМОТИВА
ДЛЯ ОЖИДАЕМЫХ УСЛОВИЙ ЕГО РАБОТЫ
§30. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Оценка тепловой экономичности локомотива требует рассмотрения
режимных условий его работы в эксплуатации [7].
Обоснование экономичности локомотива по к. п. д. или удельному
расходу топлива для расчетного режима локомотивного двигателя
возможно было бы только в том случае, когда расчетный режим близко
соответствовал бы фактическим условиям работы. Экономичность дви-
гателя при нерасчетных режимах в этом случае не играет существен-
ной роли. Однако в действительных условиях двигатель локомотива
работает при резко переменных нагрузках и частотах вращения ва-
ла и длительное время на холостом ходу.
Характерные расходные характеристики двух газотурбинных дви-
гателей небольшой мощности показаны на рис. 74. Они соответствуют
известной закономерности, по которой уменьшение расхода тепла при
нагрузках, близких к номинальной, здесь приводит при одном и том
же расчетном к. п. д. двигателя к увеличению расхода топлива при
небольших нагрузках и холостом ходе (см. § 38). Чтобы ответить на
вопрос, какой из двигателей более экономичен, необходимо опреде-
лить, пользуясь этими характеристиками и режимными показателями
работы локомотива, расходы топлива для заданного условного пе-
риода времени. Очевидно, тот локомотив окажется более экономич-
ным, который обеспечит для задан-
ного режима наименьший расход
топлива. Для решения поставленной
задачи, таким образом, должны быть
заданы показатели режима работы
локомотива и его двигателя, а также
нагрузочные характеристики послед-
него для наиболее характерных частот
вращения вала.
Исходными условиями для опре-
деления показателей режима работы
локомотива следует считать условия
передвижения поезда. Имеется в
виду, что наиболее существенная
доля расхода топлива на тягу поез-
дов приходится на нагрузки локомо-
тива на расчетном и нерасчетном
Рис. 74. Расходные характеристи-
ки двух двигателей:
------- удельные расходы топлива;
------- часовые расходы топлива
153
Рис. 75. График нагрузки локомотивного двигателя по продолжительно-
сти
режимах и на холостой ход. Не рассматриваются другие расходы
топлива, связанные с разгоном поезда, простоем локомотива в пунк-
тах оборота и в депо ввиду их относительно небольших размеров.
Рассмотрим два случая оценки тепловой экономичности локомоти-
ва.
В первом из них задан исходный график нагрузки двигателя
по продолжительности (рис. 75) для конкретных условий работы, на-
пример за год. В этом простом случае исчерпывающим показателем
экономичности может служить средний удельный годовой расход
топлива.
В другом, более общем случае речь идет о показателе экономия -
ности локомотива как о масштабе для сопоставлений при заданном
условном законе распределения нагрузок и их продолжительности.
§ 31. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СРЕДНЕГОДОВОГО
УДЕЛЬНОГО РАСХОДА ТОПЛИВА
ДЛЯ АВТОНОМНОГО ЛОКОМОТИВА
Пусть задан годовой график нагрузки локомотива (см. рис. 75) .
Здесь частота вращения вала двигателя принята равной при частич-
ных нагрузках п' < /г, при полной нагрузке п при холостом ходе —•
минимально-устойчивой ях.х.
Примем наиболее простую прямолинейную расходную характе-
ристику при А^е = Af”, для которой уравнение расхода имеет вид
В _qW
Bk = B4^+N'e 4 v4(x<x) +
154
а коэффициент холостого хода
где Хдв — коэффициент холостого хода для расчетной частоты вра-
щения вала.
Тогда годовой расход топлива как сумма расходов по отдельным
периодам времени равен
Вгод = Х(л) ZeI + 3i tg а + Вч хп' /е11 + Эп tg а + вч хп™ /еШ =
= х(дв^ч ^el+^ellf ——) ’ +4ш ( ’ ] +(3i + 3n)tga,
L \ п / \ п / J
(245)
где Вч — часовой расход топлива при расчетном режиме
работы двигателя;
и Эп — работа, выполненная двигателем, за периоды
времени I и II, э. л. с. ч;
5i4-5n=3ro« — суммарная годовая работа, выполненная дви-
гателем, при перемещении поезда на рабочем
режиме, э. л. с. ч.
Постоянный расход при этом
B4x<n>Ui+M— Г’б + 4ш(-^-У’8] • (246)
д L \ п ) \ п / J
Среднегодовой удельный эффективный расход топлива равен
6ГОД
е
ДГ0Д _ х(п)
£год Дв £год
Tei+Teii ----- +Теш I —
\ л / \ п
1,51
+ tga,
(247)
tat
где tei = -z- .
Ге
Произведем замену
Nl tg а
=---------
(248)
(249)
Тогда
6г°д
е
ДВ
1 —Х(П)
1 ХДВ
J6)
ДВ
1 —X
(п)
ДВ
A^tga/e / п(,) \’’5
--------2тег ----- +tga.
Эгод----I п /
+ tga =
(250)
155
Рис. 76. Прямолинейная расходная
характеристика двигателя при
N? < Л/*
Рис. 77. Годовой график нагруз-
ки локомотивного двигателя по
продолжительности
Следовательно, удельный расход топлива выражен в зависимости
от параметров нагрузочной характеристики при расчетной частоте
вращения вала и режимных условий работ двигателя.
Среднегодовой удельный расход топлива можно выразить исходя
из средней нагрузки в году при соответствующей частоте вращения
£'ГОД£год
е е
f 1 Дв
Эгод
Здесь f = —-— — средний коэффициент нагрузки двигателя для
всего рабочего режима /е (с включением периода
работы двигателя на холостом ходу);
ХдвЛ) — коэффициент холостого хода при п' об/мин.
В более точном расчете следует внести поправки на расходы энер-
гии на собственные нужды.
Пусть при прямолинейной расходной характеристике Л/р < Л/”
(рис. 76) на годовом графике (рис. 77) нагрузки локомотивного дви-
гателя площадь I выражает годовую выработку Э£од для нагрузок
двигателя N'e < Л/р, а площадь II — годовую выработку Э £од для на-
грузок двигателя Л/е Л/Р; суммарная выработка 3го д = 3£0Д +
+ 3™Д.
В этом случае годовой расход топлива равен, если рассматривать
также несколько периодов времени по частоте вращения вала двига-
теля и при подстановке равенства (249)
/ nSl) W
Вгод = дв ° /eSTeJ---------- +3r°Atga + (tgoc'— tga)3™«.
l-x$ \ i J
(251)
156
При этом удельный расход топлива
Ь'е
Л'Р tg а/е
Эгод
Если обозначить
( п™ V’5 tga'—tga
Sre/ ---- +tga-F
\ n /
эг2од.
эгод
(252)
№
N"
a cp
ft И ----=
№
&e
fltga
1 _v(«)
1 ХДв
/ n(0 \ 1,5
2tei ------- + tg a 4
\ П J
tg a'—tg a
------——320д,
(253)
а при
bl у 2Tei (“у-) 15 + tg “ + tg°^~tga 52°Д- (254)
При n — const имеем
Ьё = x™ №
e дв e
1 — X(n)
ДВ
у(П)
*ДВ
5Г°Д
+ (tga'—tga)
Эгод
(255)
н Эгод
Если также ft = 1, т. e. N% = Ne и —= 0, то приходим к из-
эг д
вестному выражению для стационарных машин при п = const:
/ х(«) \
6' = + 1 — х<я> .
е \ / дв /
(255а)
Аналогичные уравнения получим для локомотивного двигателя
приconst, если за исходную принять прямолинейную расходную
зависимость по генераторной характеристике (144а) с заменой в выра-
жениях (255) и (255а) Хд2 на x^Bx-x>.
Тогда
&е = Ч"вх'х)
1—х(Лх-х)
Дв
(ЛХ.Х)
*Дв ’
f
Э2ГОД
+ (tg a' — tg a)--------, (256)
аг°д
а при 'ft = 1
&:=г>р (-у— + 1-*двх,х>
(256а)
157
§ 32. ОЦЕНКА ТЕПЛОВОЙ ЭКОНОМИЧНОСТИ ЛОКОМОТИВА
ПО ОЖИДАЕМЫМ РЕЖИМНЫМ УСЛОВИЯМ РАБОТЫ
ЛОКОМОТИВНОГО ДВИГАТЕЛЯ
Пусть т1( т2, т3, тп предполагаемые в течение условного периода
времени относительные времена работы локомотива при коэффициентах
нагрузки двигателя flt f2, /3.fn. При этом удельные расходы топли-
ва blt b2, Ь3, Ьп установлены на основании расходных характери-
стик для каждого коэффициента нагрузки двигателя согласно выраже-
нию (144) или (144а). Тогда за показатель тепловой экономичности
локомотива, учитывающий режим его нагрузки, целесообразно при-
нять средневзвешенный удельный расход топлива двигателем для от-
носительного временит, коэффициента нагрузки f и удельного расхода
Ь. Таким образом,
»ер = ^. (257)
Полученное выражение может служить для определения среднего
удельного расхода топлива Ьсв, отнесенного к мощности на валу дви-
гателя или к мощности на ободе колес локомотива, при соответствую-
щих значениях bt.
Необходимо установить нормированные условные значения коэффи-
циентов нагрузки f и их количество, которые следует рассматривать
при пользовании выражением (257). Пусть предварительно относи-
тельная продолжительность нагрузок тг, коэффициенты нагрузки /г
и удельные эффективные расходы топлива bt для тепловозного дизеля
установлены согласно табл. 33. Здесь /х.х — коэффициент нагрузки
локомотива при холостом ходе [см. формулу (229)].
Для тепловоза при его холостом ходе и стоянке с работающим ди-
зелем коэффициент нагрузки
/х.х = 2ет9 = 0,5 • 0,6 • 0,1 = 0,03,
при относительном времени работы вспомогательных устройств
т = 0,6, степени использования их мощности на стоянках локомоти-
ва е = 0,5 и относительной мощности указанных устройств 0 = 0,1.
Таблица 33
Показатели Коэффициенты нагрузки %
100 1 75 | 50 3
Относительное время т/, % Коэффициент увеличения удельного рас- 5 30 25 40
хода (1+Дх) Удельный эффективный расход топлива 1,0 1,027 1,08 3,62
(QP= 10 300), г/л.с.ч 168 172,5 181,4 608,2
158
Отсюда средний эффективный удельный расход топлива дизелем
£ Т100 /100 ^ЮоЧ~Т75 f75 ^75~НТбО /50 ^5р + ТХ.Х /х-Х ^Х.Х
Тюо /1оо + т75 /75+^50 /бо + тх.х /х.х
_ 0,05-1,0-168+0,3-0,75-172,5 + 0,25-0,5-181,4+0,4-0,03-608,2 _
0,05-1,0+0,3-0,75+0,25-0,5 + 0,4-0,03
„-8.-+38.8+22.7+Г.З g £
0,412
Полученный удельный расход соответствует эффективному к. п. д.
дизеля
, =----632/3--= 0 328 ,32 8 о/о.
187,5-10 300 > \ • /
вместо к. п. д. при расчетном режиме
= —632/3— = 0 366 3 %
6 168-10 300 v '
Предлагаемый метод оценки тепловой экономичности локомотива
может быть использован не только при сравнительном анализе вариан-
тов. Он применим и в случае проверки выполнения гарантийных рас-
ходов при поставке нового локомотива. Рассмотрим следующий
пример.
Пусть гарантийные удельные расходы топлива при нагрузках
в 100, 75, 50,3% соответственно равны 168; 172,5; 181,4; 608,2 г/л. с. ч.
При этом средний удельный расход равен &ср = 187,5 г/л. с. ч.
При испытании получены удельные расходы при нагрузках 100,
75, 50, 3%, равные 180, 175, 178, 400 г/л. с. ч. Требуется установить
степень выполнения гарантий.
Определим средний удельный расход топлива по данным испыта-
ний
ь _ 0,05.1,0-180 + 0,3-0,75-175 + 0,25-0,5-178 + 0,4-0,03-400 _
ср“ 0,05-1,0 + 0,3-0,75 + 0,25-0,5 + 0,4.0,03 “
= 182,5 г/л. с. ч.
На основании полученного результата можно считать гарантии
по расходу топлива выполненными (при меньшем среднем удельном
расходе на 2,7%).
Изложенным способом можно определить также средний удельный
расход топлива на измеритель (104 ткм). При этом величины bif необ-
ходимые для подстановки в выражение (257), рассчитываются по фор-
мулам (143), (145) и (145а).
Покажем, что для прямолинейной расходной характеристики
во всем диапазоне нагрузок двигателя средневзвешенное значение
удельного расхода &ср, рассчитанное по уравнению (257), совпадает
со значением, взятым непосредственно из расходной характеристики
для /ср = Vi + т2/2 + т3/3 + ... + хп?п или подсчитанным при за-
159
данном коэффициенте х и удельном расходе b для номинальной мощ-
ности по выражению (256) для указанного значения /ср.
В самом деле:
Ут f Bi Уг * ^x.x + ^tga Bx.x+AMga
f h — at---- 2tui-------7r-----
__ zrtj I i bj Nj_______________Nj________________________
2Т|* f i fc$ fcp fcp
2?x .x
“ Stj + tg aSTj fi
= ---------------= И^- + 1-х],
fcp \ fcp /
так как
2тг = 1; tga = —?х,х -; -^JL=x; k = -^,
Л^е В Ni '
где Bi — часовой расход топлива при произвольной нагрузке;
а — угол наклона расходной характеристики;
Вх.х — условный часовой расход топлива при холостом ходе.
Как известно, локомотивные двигатели работают обычно при резко
переменных нагрузках, частотах вращения вала и длительное время
на холостом ходу. Так как локомотивные двигатели, особенно газо-
турбинные, отличаются пониженной экономичностью при нерасчет-
ных режимах работы, то определение энергетических показателей
сравнительной эффективности для расчетного режима двигателя яв-
ляется неприемлемым. Для правильной оценки при сопоставлении раз-
ных локомотивных двигателей следует принимать указанные выше
средневзвешенные значения удельных расходов топлива для соответ-
ственно ожидаемых в условиях эксплуатации относительного времени
^i для данной нагрузки, коэффициента нагрузки Д и удельного расхо-
да bi.
Глава VII
ВОПРОСЫ экономической ЭФФЕКТИВНОСТИ
ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ УСТАНОВКИ ЛОКОМОТИВА
§ 33. ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА
ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЙ УСТАНОВКИ
АВТОНОМНОГО ЛОКОМОТИВА ПО РЕЖИМУ РАБОТЫ
По условиям использования установленной мощности энергети-
ческая установка локомотива близка к стационарной электростанции,
используемой для покрытия нагрузки в часы «пик».
Как известно, коэффициент использования установленной мощности
электростанции
р = — , (258)
г 8760 v '
где n = fz— число часов использования установленной мощности,
или количество часов, которое потребовалось бы для то-
го, чтобы годовую выработку электрической энергии
Эгод станция произвела с нагрузкой, равной ее уста-
новленной мощности (включая резерв);
f — коэффициент нагрузки (отношение средней нагрузки
за год к установленной мощности);
z — продолжительность работы станции в году, ч.
Для «пиковой» электростанции при z = 1000 4- 2000 ч и коэффи-
циенте нагрузки f = 0,85 коэффициент использования установленной
мощности равен, согласно формуле (258), всего лишь величине
= (10004-2000)0,85 = 0 м 0 g
8 760
Для локомотива принимаем число часов работы в году:
1) z = 7050 ч; 2) z = 4700 ч.
Отношение времени чистого движения ко времени оборота локо-
мотива 8 = 0,5, средний коэффициент нагрузки f = 0,3 (при коэффи-
циенте резерва по инвентарному парку 1,3).
Отсюда коэффициент использования установленной мощности ло-
комотива равен
(4700 4- 7050) 0.5'0,3 = рда g |21
8760
что еще меньше, чем для указанной электростанции.
Интересно рассмотреть общую экономическую характеристику энер-
гетической установки автономного локомотива в связи с режимом ис-
пользования ее установленной мощности путем сопоставления с уста-
6 Зак. 1122 161
новкой стационарной «пиковой» электростанции, естественно, при оди-
наковом использовании установленной мощности в часах (п). Уста-
новленную мощность локомотива будем относить к ободу колеса.
Известно, что на «пиковых» электростанциях доля стоимости топ-
лива в себестоимости 1 кВт • ч мала. Здесь основная составляющая
себестоимости 1 кВт • ч — расходы, связанные со стоимостью уста-
новки. Поэтому для «пиковой» электростанции применяют установки
с наиболее простым оборудованием невысокой стоимости. Ввиду не-
большого годового расхода топлива повышение тепловой экономич-
ности «пиковой» стационарной установки ограничено размером тре-
буемых для этого капитальных затрат. Здесь приходится идти на сни-
жение капитальных затрат в ущерб тепловой экономичности уста-
новки.
Для покрытия «пиковых» нагрузок в энергосистемах наибольшее
распространение получают ГТУ. Такие агрегаты выполняются по наи-
более простым схемам в большинстве случаев без регенераторов и про-
межуточных охладителей. В последнее время применяются для по-
крытия «пиковых» нагрузок установки, создаваемые на базе авиаци-
онных двигателей.
Анализ эффективности введения «пиковых» мощностей в энерго-
системы позволяет установить соотношение между капиталовложения-
ми и к. п. д. тепловой электростанции, при котором достигается наи-
большая эффективность покрытия «пиков» электрической нагрузки.
Для энергосистем европейской части СССР удельные капиталовложе-
ния в «пиковую» электростанцию, например, не должны превышать
30—40 руб/кВт, при этом к. п. д. может быть снижен до 20—25% [19].
Этим требованиям удовлетворяют технико-экономические показатели
газотурбинных установок мощностью 25 000 4- 100 000 кВт, предна-
значаемых для «пиковых» электростанций (табл. 34).
Отечественные заводы изготовляют газотурбинные агрегаты (бло-
ки 30—60 МВт), специально предназначаемые для «пиковых» электро-
станций. Стоимость установленного киловатта предполагается не выше
35—45 руб. при их выпуске достаточно крупными партиями. Стои-
мость установленного киловатта с применением авиационных двига-
телей ожидается равной 30 руб. [25]. Для «пиковой» электростанции
в Эрфурте с двумя одновальными ГТД простейшей схемы (компрессор,
камера сгорания, турбина) мощностью 25/32 МВт, температурой газа
перед турбиной 750° С и к. п. д. 23,9% приведены показатели относи-
тельной стоимости: ГТД—72%, электрического оборудования — 11 %,
строительных сооружений — 13% и остальных устройств — 4%. При
этом отношение стоимости станции и агрегата равно 1,4 [22].
Сравним влияние относительного изменения годовых издержек
по удельным капитальным затратам и удельной стоимости расходуемо-
го топлива для «пиковой» газотурбинной установки и энергетической
установки локомотива.
Будем исходить из расчетных затрат за нормативный срок окупае-
мости
3 = К + ИТП1 (259)
162
где К — капитальные затраты;
И — годовые издержки установки;
Тн — нормативный срок окупаемости.
Расчетные затраты, отнесенные к 1 кВт установленной мощности
в год [7,с. 163 — 175],
з = Црн + и = Црн + 10 3bcT fz + Цр + •••, (260)
где Ц — удельная стоимость установки, руб/кВт;
Ь — среднегодовой удельный расход топлива, кг/(кВт • ч);
ст — стоимость топлива, руб/т;
f — среднегодовой коэффициент нагрузки установки;
z — число часов работы установки в году;
р — доля ежегодных отчислений, принимаемая по существую-
щим нормам амортизации на отдельные виды оборудования
и сооружения, учитывающие сроки их службы и интен-
сивность использования;
---нормативный коэффициент эффективности.
Ввиду того что искомым является соотношение между издержками
на топливо и капитальными затратами, в выражение (260) для упро-
щения не введены другие издержки, которые принимаются не завися-
щими или мало зависящими от стоимости установки.
Таблица 34
Параметры Тип агрегата ГГ-100- 750 (ЛМЗ)
ГГ-25-800 ГТ-50-800
первый вариант второй вариант
Мощность, кВт Температура воздуха перед компрессо- 25 000 50 000 50 000 100 000
ром, °C —5 —5 —5 17
Степень повышения давления 6,5 6,5 15 26,3
К. п. д. компрессора (по патрубкам), % 86 88 89/87 88/88
Расход воздуха, кг/с 150 307 241 400
Температура газов перед турбиной, °C 800 800 800 750/750
Внутренний к.п.д. турбины, % . . . . 88 87 90 89/88
К. п. д. агрегата, % Удельная площадь машинного зала, 24 24 30 30
м2/кВт Удельный объем машинного зала, 0,010 0,006 0,007 0,0096
м3/кВт Удельный вес установки (без генера- 0,1 0,06 0,07 0,195
тора), кг/кВт Удельная себестоимость газотурбинного 4,0 3,5 6,0 6,45
агрегата, руб/кВт Удельные капиталовложения в электро- 12 10 18 12
станцию, руб/кВт Отношение удельных стоимостей элек- 34—36 28—32 — 38—41
тростанции и агрегата 2,83—3 2,8—3,2 — 3,17—3,42
6*
163
Определим влияние стоимости энергетической установки
Азц = /((рн + р)-^- , (261)
Влияние стоимости топлива при заданной цене
Азв = 10~3 bcT fz -у- . (262)
Чтобы влияние стоимости оборудования и топлива было одинако-
вым, должно иметь место равенство
Азц Азв
и
= ЬЦ/Ц = 10-3 6ст/г
\b/b Ц(ра + р) ( '
Пусть, например, для «пиковой» газотурбинной электростанции
небольшой мощности z = 1000 ч работы в году, стоимость жидкого
топлива, которая принимается равной стоимости топлива для газо-
турбинного локомотива, ст = 36 руб/т, коэффициент нагрузки / =
= 0,85, средний удельный эксплуатационный расход топлива
b — 0,4* кг/(кВт • ч) (соответственно эксплуатационный к. п. д.
т] = 21,5%), удельная стоимость установки 40 руб/кВт, доля годовых
отчислений р = 0,1 и рн = 0,15.
Для указанных данных находим
О _ Ю-з.0,4-36- 0,85- 1000 _ . 9Ч
Р— 40.0,15+ 40-0,1 ~ ’
Это означает, что снижение эксплуатационного расхода топлива
на 1% уже невыгодно, если при этом удельные капитальные затраты
электростанции возрастают больше чем на 1,23%. По отношению
к удельным капитальным затратам на двигатель это будет составлять
рдв = 1,23 • 2,8 = 3,44%,
если соотношение удельных стоимостей электростанции и агрегата
равно 2,8 (см. табл. 34). Очевидно, величина 0ДВ должна быть больше,
чем относительное удорожание двигателя, вызываемое стремлением
повысить его к. п. д. на 1%. В настоящее время нет достаточных све-
дений для установления закономерности действительного относи-
тельного удорожания газотурбинного двигателя. По некоторым зару-
бежным данным ожидаемое удорожание его на 1 % повышения к. п. д.
сверх 20% равно только 1% [6]. По данным же табл. 34, повышение
к. п. д. с 24 до 30% для двух вариантов турбин ГТ-50-800 приводит
к повышению удельной себестоимости с 10 до 18 руб/кВт, что состав-
ляет 3,2% удорожания на 1% повышения к. п. д.
* С учетом пусков установки.
164
Воспользуемся относительной величиной 0 = 070, в которой обо-
значения со штрихами относятся к локомотиву, а обозначения без
штрихов — к «пиковой» электростанции. Тогда, используя выражение
(263), найдем
6 = ^ <*»+?) = а?6.
Н Р fz стЬ Ц'(Р^+Р')
(264)
Согласно принятому ранее условию сравнения = 1. Вто-
рой множитель у = представляет соотношение топливных состав-
ляющих стоимости 1 кВт • ч для локомотива и «пиковой» электростан-
ции. Можно отметить, что составляющая стоимости топлива для авто-
номного локомотива больше, чем для электростанции (clb' > стЬ).
При сравнении газотурбинной электростанции с газотурбовозом стои-
мость жидкого топлива можно ориентировочно считать одинаковой,
а удельный расход последнего для газотурбовоза (&') при малом коэф-
фициенте нагрузки двигателя (/ « 0,4) намного превышает удельный
расход топлива «пиковой» электростанцией, для которой степень на-
грузки двигателя близка к f = 1. Что касается тепловоза, то здесь
основную роль играет стоимость дизельного топлива, которая выше
стоимости менее ценного газотурбинного топлива.
Примерные значения у для локомотивной установки мощностью
6000 л. с. в агрегате приведены в табл. 35.
Таким образом, топливная составляющая стоимости единицы энер-
гии для локомотивов в 2 раза больше, чем для «пиковой» газотурбинной
электростанции.
Третий множитель в выражении (264)
л =
Ц' (Рн +Р')
учитывает влияние удельных капитальных вложений. Для ориентиро-
вочной оценки его величины примем удельные стоимости локомотивов,
отнесенные к мощности на ободе колес, в соответствии с данными
Таблица 35
Показатели Тепловоз Газотурбовоз Газотурбинная электростан- ция
Стоимость топлива, руб/т 70 36 36
К.п.д. электрической передачи, % 80 80 —
Коэффициент собственных расходов . Среднегодовой удельный расход топ- лива, приведенный к мощности на 0,9 0,96 0,98
ободе колес, кг/л.с.ч [кг/(кВт-ч)] Среднегодовой к. п. д. локомотива на 0,347(0,47) 0,586(0,80) —
ободе колес, % Среднегодовой удельный расход топ- 18,3 10,8 —
лива на отпущенный 1 кВт-ч . . — — 0,4
Значение у 2,26 2,0 —
165
Таблица 36
Тепловозы L.t— - i l". л?.. ЧШЯ5П'... . цуг, i.... U ... — .. , Г азотурбовозы
Показатели ТЭ10 ТЭ4 ТЭ6 (шести- с трехвальной ГТУ с двухвальной ГТУ с одно- вальной
осный) ГТЭ4 | ГТЭ6 | ГТЭ8 ГТЭ6 ГТМ6 ГТЭп4
Стоимость экипажной части, руб. 48 000 48 000 48 000 48 000 48 000 48 000 48 000 48 000 48 000
Стоимость электрической переда- чи, руб 38 000 46 000 60 000 31 000 40 000 46 000 40 000 38 000 (мех) 46 000
Стоимость двигателя, руб. . . . 34 000 49 000 78 000 49 000 78 000 110 000 57 000 57 000 37 000
Итого 120 000 143 000 186 000 128 000 166 000 204 000 145 000 143 000 131 000
Отношение стоимости локомотива к стоимости двигателя (включая передачу) 1,67 1,5 1,35 1,6 1,4 1,3 1,24 1,24 1,58
То же без передачи 3,54 2,92 2,4 2,62 2,13 1,86 2,54 2,51 3,54
Удельная стоимость локомотива1, руб/л. с 40,0 50,0 35,8 44,7 31,0 38,8 32,0 37,7 27,7 32,5 25,5 30,0 24,2 28,4 23,8 26,8 32,8 39,7
В числителе —на эффективную л. с., в знаменателе— на касательную л. с.
Таблица 37
Локомотивы Стоимость руб. Удельная стоимость, отнесенная к мощности на ободе колес, руб/л. с.
Тепловозы: ТЭ10 159 000 68,0
ТЭ4 176 000 55,0
ТЭ6 (шестиосный) 230 000 48,0
2ТЭП60 (2X3000) 32 000 68,5
Газотурбовозы: с трехвальной ГТУ: ГТЭ6 204 000 40,0
ГТЭ8 249 000 39,0
с двухвальной ГТУ: ГТЭ6 178 000 37,5
ГТМ6 176 000 32,0
с одновальной ГТУ: ГТЭп4 160 000 50,0
табл. 36, 37 [15]. Расчеты проведем для двух значений S, исходя из пред-
положительных удельных стоимостей локомотивов в перспективе
при серийном их выпуске (табл. 36) и из стоимости их при современ-
ных ценах (табл. 38).
Примем для примера удельные стоимости тепловоза ТЭ6 равными
в двух вариантах — 38,8 и 48 руб/л. с., газотурбовоза с многовальной
Таблица 38
Показатели Тепловоз Газотурбовоз Газотурбинная электро- станция
Удельная стоимость локомотива, отнесенная к мощности на обо- де колес1, руб/л. с 38,8(48) 31(40)
Удельная стоимость двигателя, отнесенная к мощности на обо- де2, руб/кВт 22(27,2) 17,6(22,7) —
Удельные капиталовложения в ло- комотив, руб/кВт 1,36-38,8-1,Зх 1,36 31.1,3х
XI, 12=76,8 1,36-48-1,ЗХ Х1,12=(95) Х1,12=61,4 1,36-40 1,Зх X 1,12=(79,2)
Удельные капитальные вложения в электростанцию, руб/кВт . . — — 40
Удельная стоимость агрегата, руб/кВт — — 40:2,8=14,3
Нормативные коэффициенты эф- фективности о, 1 0,1 0,15
Значения 0,65(0,526) 0,815(0,63) —
Значения [3 = ауб 1,47(1,19) 1,62(1,25) —
1 В скобках указана стоимость в современных ценах.
2 При отношении стоимости локомотива к стоимости двигателя, равном 2,4 (см. табл. 36).
167
Таблица 39
Показатели Тепловоз Газотурбовоз
Удельные капиталовложе- ния, руб/кВт Коэффициент использования установленной мощности 76,8 95 61,4 79,2
0,081 0,121 0,081 0,121 0,081 0,121 0,081 0,121
Коэффициент нагрузки . . 0,3 0,3 0,3 0,3 0,3 0,3 0,3 0,3
Продолжительность работы в году, ч Относительное время чисто- го движения 4700 7050 4700 7050 4700 7050 4700 7050
0,5 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5
Удельный расход топлива (на ободе), кг/(кВт-ч) 0,47 0,47 0,47 0,47 0,8 0,8 0,8 0,8
Значение Р' 1,55 2,33 1,25 2,24 1,71 2,57 1,35 2,0
ГТУ и электропередачей постоянного тока — 31 и 40 руб/л. с. Чтобы
учесть дополнительные капиталовложения, вытекающие из условий
работы локомотива, введем для обоих видов тяги средний коэффици-
ент увеличения удельных капиталовложений (на один локомотив),
связанный с переходом от рабочего парка локомотивов к инвентарно-
му, равный 1,3, и коэффициент, учитывающий капитальные вложения
в устройства локомотивного хозяйства, равный 1,12. Подсчитанные та-
ким путем значения б приводятся в табл. 38. Доля ежегодного отчис-
ления принята одинаковой р = р' = 0,1.
В табл. 39 приведены также сравнительне значения 0. Они превы-
шают единицу. Из этого следует, что пределы соотношения между
удельными капиталовложениями и к. п. д. двигателя, при которых
может быть достигнута наибольшая экономическая эффективность,
несколько шире для локомотивов, чем для «пиковой» электростанции.
Определим значения |3' по формуле (263) для локомотивов исходя
из фактических режимных условий их работы (см. табл. 39).
Таким образом, мероприятие по повышению экономичности теп-
ловоза на 1% целесообразно, если удельные капиталовложения в ло-
комотив при этом возрастают не более чем на 1,25—2,24%, считая по
принятым современным ценам, и на 1,55—2,33% по принятым перспек-
тивным ценам. Меньшие значения относятся к меньшей продолжи-
тельности работы локомотива в году.
Чтобы получить 1% экономии топлива для газотурбовоза, целесо-
образно повысить удельные капиталовложения в локомотив до 1,35—
2%, считая по современным ценам, и до 1,71—2,57% для перспек-
тивных цен. Как видно, полученные результаты значительно пре-
вышают соответствующую величину (3 для «пиковой» газотурбинной
электростанции.
По отношению к капитальным вложениям в двигатель при соот-
ношении стоимости локомотива и двигателя 2,4 и коэффициентах
1,3 • 1,12 для учета дополнительных капитальных вложений в локо-
мотивное хозяйство найдем:
168
для тепловоза
р'в = (1,25 4- 2,24) 2,4 • 1,3 • 1,12 = 4,35 4- 7,8 (по современным
ценам)
и
рдВ = (1,55 4- 2,33) 2,4 • 1,3 • 1,12 = 5,43 4- 8,15 (для условий
перспективных цен);
для газотурбовоза
Рдв = (1,35 4- 2,0) 2,4 • 1,3 • 1,12 = 4,7 4- 6,95 (по современным
ценам)
и
Рдв = (1,71 4- 2,57) 2,4 • 1,3 • 1,12 = 5,95 4- 8,95 (по перспектив-
ным ценам).
Полученные большие значения 0' и (ЗдВ, в особенности при большой
продолжительности работы локомотива в году, подчеркивают целесо-
образность повышения тепловой эффективности автономной тяги пу-
тем применения более совершенных локомотивных двигателей, которые
обычно и более дорогие. Естественно, в каждом конкретном случае
должно быть установлено целесообразное соотношение между пред-
полагаемым повышением к. п. д. и требуемыми для его достижения
капиталовложениями.
Указанный вывод представляет особый интерес для газотурбово-
за, внедрение которого в настоящее время может быть оправдано
при создании газотурбинного двигателя повышенной экономичности.
§ 34. ОЦЕНКА ЭКОНОМИЧЕСКОЙ ЭФФЕКТИВНОСТИ
РАЗЛИЧНЫХ ВИДОВ тяги
На железных дорогах Советского Союза с их разнообразными усло-
виями эксплуатации и получения электроэнергии или топлива для
локомотивов имеются предпосылки для рационального применения
различных видов тяги. Использование того или другого вида тяги
на каком-либо участке железнодорожной сети обусловливается рядом
технических и экономических факторов.
Разумеется, в каждом случае следует учитывать конкретные осо-
бенности локомотива при максимальном приближении исходных ус-
ловий для полигона к реально ожидаемым. Практически целесообраз-
но расчеты вести исходя из степени нагрузки двигателя локомотива.
При этом возникает необходимость перехода от механической работы
двигателя к перевозочной работе локомотива и наоборот.
Цены на топливо и электроэнергию, принимаемые при расчетах,
играют весьма большую роль. Они должны отражать действительные
народнохозяйственные затраты.
169
При определении экономической эффективности внедрения новых
видов локомотивов требуется предварительная оценка их стоимости
и издержек по ремонту и содержанию с учетом массового производства
и применения, в частности в зависимости от срока использования после
ввода в эксплуатацию. Необходима также оценка технического усо-
вершенствования в перспективе и изменения издержек по содержанию
локомотивов со временем.
При сопоставлении характерными являются также такие факторы,
как капитальные вложения по комплектованию локомотивного пар-
ка, на деповские устройства и др.
Ввиду неопределенности исходных экономических данных, осо-
бенно стоимости топлива и электроэнергии, сравнительная оценка
эффективности видов тяги в общем виде затруднена.
Наглядное представление об условиях и перспективах применения
того или другого вида тяги может быть получено при сопоставлении
его с другими видами тяги методом эквивалентной экономической
эффективности [6, с. 17—65]. В качестве исходного параметра прини-
мается, как уже было подчеркнуто, коэффициент нагрузки локомо-
тивного двигателя.
Один локомотив (2) эффективнее другого (1), если
Кг - К1 < (Их - Я2) Тн, (265)
где К — капиталовложения, отнесенные к измерителю (104 ткм);
И — годовые издержки на измеритель;
Та — нормативный срок окупаемости, который принимается
для железнодорожной техники равным десяти годам.
Из выражения (265) следует
l < Тн. (266)
ДЯ1, 2
Обычно Ki < Кг, если Их > И2.
При сравнении, например, тепловоза (Т) с газотурбовозом (Г)
Кт > Кт и Ят < Ит.
Безразмерная величина
А ДК2.1
ДЯ1( 2 Ти
характеризует эффективность рассматриваемого варианта. Чем мень-
ше А, тем больше эффективность.
Экономия в денежном выражении при сравнении вариантов на-
ходится по расчетным затратам за нормативный срок окупаемости;
удельные расчетные затраты (руб/1О4 ткм), согласно выражению
(259), равны
3 = К + ТаИ.
Ниже приводятся примеры расчетов для иллюстрации методических
положений к оценке эффективности видов тяги и перспектив развития
энергетики локомотивов.
170
§ 35. СРАВНЕНИЕ ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКОЙ
ЭФФЕКТИВНОСТИ ТЕПЛОВОЗА
И ГАЗОТУРБОВОЗА
Рассмотрим пример сравнения пассажирского газотурбовоза, обо-
рудованного двухвальным газотурбинным двигателем без регенерации
эффективной мощностью Ме — 6000 л. с. с механической передачей,
и пассажирского тепловоза 2ТЭП60 мощностью NQ = 2 X 3000 л. с.
(в двух секциях) с электрической передачей.
Здесь газотурбовоз поставлен в благоприятные условия: большая
единичная мощность двигателя при односекционном исполнении ло-
комотива, высокоэкономичная механическая передача. В настоящее
время применение механической передачи можно рассматривать лишь
условно, имея в виду нерешенные вопросы ее конструирования для
большой единичной мощности. Однако здесь поставлена цель рассмот-
реть потенциальные возможности многовального газотурбинного дви-
гателя при использовании свойственной ему особенности, допускаю-
щей прямое соединение с колесами локомотива. В дальнейшем локомо-
тивы сравниваются также при одинаковых электрических переда-
чах на газотурбовозе и тепловозе и при одинаковой единичной мощ-
ности в одной секции.
Параметры сравниваемых локомотивов приводятся в табл. 40.
Таблица 40
Параметры Газотурбовоз Тепловоз
Эффективная мощность двигателя, Ne, л. с. 6000 2X3000
К. п. д. передачи т]п, % 92,5 85,0
Лс.н Чв.н 0,96 0,90
Мощность локомотива на ободе колес Мр, л. с. . 5320 2X2285
Тип двигателя — 11Д45
г Расчетный удельный расход топлива Ье, э л с ч 290 175
К. п. д. двигателя, т]е» % 22,6 35,0
К. п. д. локомотива на ободе колес, т]об % • • 20 26,8
Вес локомотива в рабочем состоянии, тс .... 132 2X130
Нагрузка на ось, тс 22,0 21,7
Теплота сгорания топлива Q£, ккал/кг .... 9650 10 300
Пусть для газотурбовоза:
bi — удельный расход условного топлива на измеритель,
кг/104 ткм брутто;
Afpi — расчетная мощность на ободе колес, л. с.;
Ст1 — стоимость 1 т условного топлива, руб/т;
Ц1 — удельные капиталовложения в локомотив, отнесенные к мощ-
ности на ободе колес, руб/л. с.;
Рх — годовые амортизационные отчисления в долях;
z01 — число часов работы газотурбовоза в году;
171
Ci — отношение времени чистого движения ко всему времени рабо-
ты локомотива;
/1 — средний коэффициент нагрузки локомотива по мощности дви-
гателя;
— удельные годовые издержки по содержанию (ремонты, смаз-
ка, материалы) и обслуживанию локомотива, руб/104 ткм;
Ki — капитальные затраты, отнесенные к одному локомотиву.
Предполагается, что капитальные затраты для сравниваемых ва-
риантов осуществляются в один срок. Для тепловоза принимаются
те же буквенные обозначения, но с индексом 2.
Условие, при котором сравниваемые локомотивы по расчетным
затратам эквивалентны, выразится равенством
£-+И1=^+И2. (268)
1 н 1 н
где Тп — нормативный срок окупаемости, принятый рав-
ным десяти годам для железнодорожного тран-
спорта;
И2 — суммарные годовые эксплуатационные расходы
для сравниваемых локомотивов;
3 = К+ ИТп — расчетные затраты, руб/год.
В развернутом виде уравнение (268), отнесенное к измерителю,
представляется в виде
________________। 61 gTl ।_____#i Pi I । и
O,27zoi£1/iTh 1000 0,27 ZO1 £1/1 1
_ ______Шъ________! 62 СТ2 . Д2 Р2 I . ц
~O,27zo2 е2/2Тн Ю00 O,27zo2 е2 /2 2'
(269)
где 1 — коэффициент перевода механической работы в перевозочную
работу локомотива.
Для перехода к капиталовложениям на измеритель использована
формула
УУР _ I
Г 0,27 zoef ‘
Здесь f — коэффициент нагрузки локомотива по мощности, разви-
ваемой двигателем на ободе колес. Для упрощения принимаем его рав-
ным коэффициенту нагрузки локомотива по эффективной мощности
двигателя, считая приближенно к. п. д. рассматриваемых передач
не зависящим от режима работы локомотива.
Примем для сравниваемых локомотивов Д = /2 = Л ех = е2 = е>
Zoi = z02 = z0, а также рх = р2 = р, так как последнее незначительно
влияет на результаты сравнения. Тогда
3 =
Д1_ =
Да
= 1
" ( ^т1 \
0,27zoef ст2^а—<>1 Ста J
(Рн+ДаР)/1 103
+ (UC2 — Wcl)+(Wo62 Wo61)
(270)
172
где tzc2, wci — издержки на содержание локомотивов, руб/104 ткм
брутто;
uo62, wo6i — издержки по обслуживанию локомотивов, руб/104 ткм
брутто.
В левой части уравнения (270) отношение удельных капиталовло-
жений в локомотивы Цг и Ц2 выражено относительно удельного ка-
питаловложения в тепловоз Ц2. Для данной степени нагрузки локомо-
тива f и соответствующих ей удельных расходов топлива на измери-
тели Ьг и Ь2 уравнение (270) представляет в общем виде зависимость
между капитальными затратами и стоимостью топлива ст1 и ст2, соот-
ветствующую условию экономической эквивалентности сравниваемых
локомотивов.
Определим удельные расходы условного топлива для сравниваемых
локомотивов.
Удельные эксплуатационные расходы условного топлива на изме-
ритель
Ь' = 427поб°7000(1 + А1) 0 + Аг) КГ/Ю ТКМ (брутто), (271)
где 1 + Аз. — коэффициент увеличения удельного расхода топлива,
учитывающий отклонения от расчетного режима работы
двигателя,
!+Л.=Ч".'’-Д+ i+чг
/(п/) — коэффициент нагрузки двигателя при частоте вращения
вала /г', об/мин;
Хдв — коэффициент расхода топлива при холостом ходе дви-
гателя при п, об/мин;
} — то же при пг, об/мин;
1+Д2 — коэффициент надбавки к расходу топлива, учитываю-
щий другие особенности работы локомотива, как, на-
пример, изменение климатических условий, маневры
и др.; принимаем для тепловоза 1 + Д2 = 1,1, Для га-
зотурбовоза 1 + А 2 = 1,15.
Расчеты по определению удельных расходов топлива ведутся для
двух вариантов: легкий профиль I = 30 ткм/104 ткм брутто, труд-
ный профиль I = 60 ткм/104 ткм брутто.
Рассмотрим следующие коэффициенты нагрузки: Д'1') = 0,8,
f(n') = о,6 и Д'2') = 0,4 при соответствующих частотах вращения ком-
прессорного вала газотурбинного двигателя и коленчатого вала дизеля:
п' = п' = 0,8/г и п' = 0,7п.
В табл. 41 приведены результаты расчетов.
Годовая перевозочная работа локомотивов определяется по фор-
муле
Г = _°j27jVpzo eL 104ткм/год.
173
Таблица 41
Показатели Газотурбовоз Тепловоз
Коэффициент х^ при х = 0,3, /х.х = 0,7, вычис-
ленный по формуле (151) для ГТУ и по форму-
ле (120) для дизеля 11Д45 0,79 0,132
Коэффициент Хд', вычисленный по формулам (154)
и (126):
nf = 0,9 п 0,70 0,115
п' = 0,8 п 0,55 0,097
п' = 0,7 и 0,42 0,079
Множитель (1 +Д1):
/<"') = 0,8 — 1,01
/<п') = 0,6 1,127 1,026
/<«') = о,4 1,26 1,062
Множитель (1 + Д2) 1,15 1,1
Эксплуатационный удельный расход условного
топлива, кг/104 ткм брутто:
а) легкий профиль
60,4 41,6
/<"'> = 0,6 65,0 42,4
/<'*'> = 0,4 72,7 44,0
б) трудный профиль
f<n"> = Q,8 120,8 83,2
f<n''> = Q,G 130,0 84,8
(<"') = 0,4 145,4 88,0
Эксплуатационный к. п. д. локомотива, %:
= 0,8 17,1 24,2
/<"'> = 0,6 15,4 23,8
f<n'> = 0,4 13,8 23,0
При принятых для сравниваемых локомотивов
z0 - idem, е = idem, f = idem
отношение годовых перевозочных работ, очевидно, равно отношению
мощностей локомотивов на ободе колес:
2k = 2^1. (272)
Л ЛГР1 '
&ля z0 = 7050 ч, 6 = 0,5 и мощности на ободе колес 2Vp (см.
табл. 40) ожидаемая перевозочная работа сравниваемых локомотивов
приводится в табл. 42.
Удельные затраты на содержание локомотивов приняты для теп-
ловозов в зависимости от нагрузки:
fn'................о,8 wc2 .... 0,6 руб/104 ткм брутто
fn'.................о,6 uC2 . . . • 0,75 » » »
fn'.......................о,4 wC2 • • • • 0,9 » » »
174
Таблица 42
У, ткм/ 10* ткм брутто 1п’ Перевозочная работа за год, 10* ткм брутто У, ткм, / 104 ткм брутто г' Перевозочная работа за год, Ю4 ткм брутто
газотур- бовоз тепловоз газотур- бовоз тепловоз
30 0,8 0,6 0,4 135 000 101 000 67 500 116 000 87 000 58 000 60 0,8 0,6 0,4 67 500 50 500 33 750 58 000 43 500 29 000
Для газотурбовоза снижаем эти издержки на 15% (по данным же-
лезной дороги Юнион-Пасифик):
г'
Г'
Г'
С учетом расхода на смазку
и для газотурбовоза 0,03 руб/104
0,8
0,6
0,4
пс1 . . . .0,51 руб/104 ткм брутто
ис1 . . . .0,64 » » »
цС1 . . . .0,765 » » »
fn'
fn'
fn'
0,8
0,6
0,4
«cl
«С1
«С1
для тепловозов 0,1 руб/104 ткм брутто
издержки составят:
. 0,7
. 0,85
. 1,0
ткм брутто
. . . 0,54
. . . 0,67
. . . 0,795
«С2
«С2
«С2
Удельные издержки на обслуживание локомотивов принимаем для
двух секций тепловоза ТЭП60 согласно табл. 43.
Удельные издержки обратно пропорциональны годовой перевозоч-
ной работе, следовательно,
и —и ^р2
иоб1 иоб2 ~Тг •
**р1
(273)
Величины издержек на оплату локомотивных бригад приведены
в табл. 43.
Таблица 43
Показатели Коэффициент нагрузки Газотурбовоз Для секции тепловоза ТЭП60
Удельные издержки на оплату локомо- тивных бригад при /==30, руб/104 ткм брутто Удельные издержки на оплату локомо- тивных бригад при / = 60, руб/104 ткм брутто 0,8 0,6 0,4 0,8 0,6 0,4 0,15 0,2 0,3 0,3 0,4 0,6 0,175 0,23 0,35 0,35 0,46 0,7
175
Другие годовые издержки, помимо расходов на топливо, аморти-
зационных отчислений, расходов по обслуживанию и содержанию
локомотивов, в рассмотрение не вводим, считая их не зависимыми
от выполняемой локомотивами работы. Имеется в виду, что объем пасса-
жирских перевозок не меняется, расходы по реконструкции пути и из-
менению тяговых плеч одинаковы при сравниваемых локомотивах.
Амортизационные отчисления по локомотивам принимаем равны-
ми 10%, т. е. р = 0,1, а по устройствам локомотивного хозяйства —
3%, или ра = 0,03.
Стоимость локомотивов принимаем в соответствии с данными
табл. 38 для условий серийного производства, при этом стоимость
газотурбовоза ГТМ6 176 тыс. руб.
Удельная стоимость его, отнесенная к мощности на ободе колес,
Цл = 176 000 : 5320 = 33,1 руб/л. с.
Стоимость двух секций тепловоза ТЭП60 при серийном производ-
стве 320 тыс. руб., что соответствует удельной стоимости локомотива
320 000 : 4750 = 70 руб/л. с.
Для учета капитальных вложений, приходящихся на один локомо-
тив, вводится одинаковый для обоих локомотивов коэффициент пере-
хода от рабочего парка к инвентарному, равный 1,3, и коэффициент
дополнительных капитальных вложений в устройства локомотивного
хозяйства, равный 1,12. При этом удельные капитальные вложения
составят для газотурбовоза 33,1 • 1,3-1,12 = 48,2 руб/л. с., для
двухсекционного тепловоза 70 • 1,3 • 1,12 = 102 руб/л. с.
Стоимость топлива согласно принятого выше газотурбинного для
газотурбовоза и дизельного для тепловоза: ст2 = 47,5 руб/т и ст2=
= 26 руб/т (в условном топливе).
Для газотурбовоза приходится дополнительно учитывать издерж-
ки, вызываемые применением дизельного топлива при пусках газо-
турбинного двигателя, заполнением системы перед его остановкой,
использованием для работы вспомогательного дизеля (6% общего рас-
хода топлива).
Следовательно, приведенная стоимость условного топлива для га-
зотурбовоза
0,94 • 26 + 0,06 • 47,5 = 27,29 руб/т.
Ввиду большой разницы в весах газотурбовоза и двух секций теп-
ловоза ТЭП60 необходимо при подсчете издержек учесть дополнитель-
ные затраты на топливо, требуемое для перевозки собственного веса
тепловоза ТЭП60 в двух секциях (260 тс) по сравнению с весом газотур-
бовоза (132 тс). Соответствующее относительное увеличение расхода
топлива на измеритель определим следующим путем. При ходовой ско-
рости v = 40 км/ч, zQ = 7050 ч и е = 0,5 работа по перевозке АГ =
= 260 — 132 = 128 тс составит
Л^е.?о_ = 128-40-0,5-7050 __ 18Q0.104 ткм б в год>
10* 10* Г
176
Относительное увеличение работы тепловоза в связи с этим можно
принять равным относительному увеличению удельного расхода топ-
лива на измеритель перевозочной работы.
Значения относительного увеличения расходов топлива для теп-
ловоза приведены в табл. 44. Для получения дополнительных издержек
на топливо полученные значения следует умножить на соответствую-
щие удельные расходы топлива (см. табл. 41) для тепловоза и на стои-
мость топлива.
Относительное увеличение расхода топлива из-за дополнительных
перевозок собственного веса тепловоза весьма существенно. Однако,
учитывая преимущество двухсекционного тепловоза, заключающееся
в возможности глушения дизеля в одной из секций при малых нагруз-
ках и, следовательно,сокращения расходов топлива, можно при срав-
нении с целью компенсации этого преимущества пренебречь увеличе-
нием расхода топлива вследствие перевозок дополнительного собствен-
ного веса тепловоза.
Результаты сравнения локомотивов по расчетным затратам приве-
дены в табл. 45 и 46.
Как видно из полученных результатов, газотурбовоз Ne =
— 6000 л. с. с механической передачей в сравнении с двумя сек-
циями тепловоза ТЭП60 (2 X 3000 л. с.) с электрической передачей
при одинаковом времени работы в году и одинаковой загрузке по мощ-
ности двигателя имеет на 12—34% меньшие расчетные затраты. Здесь
сказалось преимущество газотурбинного двигателя перед тепловоз-
ным дизелем, заключающееся в меньших расходах мощности на уст-
ройства собственных нужд локомотива, и особенно допущение о воз-
можности применения механической передачи на газотурбовозе, имею-
щей больший к. п. д., чем электрическая передача постоянного тока
на тепловозе.
Благодаря этому мощность газотурбовоза на ободе колес при оди-
наковой эффективной мощности двигателей получается больше
на 5320—4570 = 750 л. с., или на 16,5%. Отсюда, перевозочная рабо-
та газотурбовоза за год больше, чем у тепловоза, а следовательно,
меньше удельные издержки по обслуживанию, амортизационным
отчислениям, меньше удельные капитальные затраты.
Таблица 44
Показатели Перевозочная работа за год, 10 4 ткм брутто Дополнитель- ная работа за год, 104 ткм брутто Относительное увеличение расхода топлива, %
/ = 30 ткм/104 ткм (брутто) / = 0,8 116 000 1800 1,55
f = 0,6 87 000 1800 2.07
/ = 0,4 58 000 1800 3,1
I = 60 ткм/104 ткм (брутто) / = 0,8 58 000 1800 3,1
f = 0,6 43 500 1800 4,4
/ = 0,4 29 000 1800 6,2
7 Зач. 1122
177
Таблица 45
/ = 30 км/104 ткм (брутто)
Показатели f = 0,8 f = 0,6 7 = 0,4
газо- турбо- воз тепло- воз газо- турбо- воз тепло- воз газо- турбо- воз тепло- воз
Годовая перевозочная работа Г, 104 ткм (брутто) 135 000 116 000 101 000 87 000 67 500 58 000
Удельные капитальные вложения в локомотив Ц, руб/104 ткм (брут- то) 1,9 4,06 2,54 5,39 3,8 8,05
Издержки на топливо, руб/104 ткм (брутто) , 1,68 2,42 1,84 2,46 2,07 2,56
Издержки на ремонт, смазку, мате- риалы цс, руб/104 ткм (брутто) . 0,54 0,70 0,67 0,85 0,795 1,0
Издержки на локомотивные бригады и0б, руб/104 ткм (брутто) .... 0,15 0,175 0,20 0,23 0,30 0,35
Амортизационные отчисления: локомотивы (pi = 0,1), руб/104 ткм брутто 0,167 0,358 0,224 0,475 0,334 0,720
постоянные устройства (р2 = = 0,03), руб/104 ткм брутто 0,007 0,014 0,010 0,019 0,014 0,029
Итого 2,544 3,667 2,944 4,034 3,513 3,659
Накладные расходы (15%) 0,381 0,55 0,44 0,605 0,527 0,549
Расходы на измеритель, руб/104 ткм (брутто) То же, % Расчетные затраты (Тн = 10 лет), руб/104 ткм (брутто) 2,925 4,217 3,384 4,639 4,040 4,208
68,5 100 72,0 100 95,0 100
3,115 4,62 3,638 5,178 4,42 5,013
То же, % 67,4 100 70,2 100 88,15 100
Принятые оптовые цены на дизельное и газотурбинное топливо и
принятое соотношение величин удельных расходов топлива для срав-
ниваемых локомотивов при всех нагрузках двигателей оказали относи-
тельно благоприятное влияние на соотношение удельных стоимостей
топлива (см. табл. 45 и 46). Отношение удельных стоимостей топлива
на измеритель для газотурбовоза и тепловоза у = |1£т1 ПрИ г о,4
U2 ^т2
меньше единицы:
f = 0,8 у = 0,67;
f - 0,6 у = 0,72;
f = 0,4 у = 0,774.
Таким образом, при механической передаче и указанных соотноше-
ниях удельных топливных составляющих стоимости перевозок мог бы
себя оправдать на локомотиве двухвальный газотурбинный двигатель
с расчетным эффективным к. п. д. 22,6% при аналогичном к. п. д. теп-
ловоза 35%. Достигнутый за последнее десятилетие прогресс в конст-
руировании газовых турбин позволяет рассчитывать к. п. д. двухваль-
ного ГТД для локомотива.
178
Таблица 46
7=60 км/104 ткм (брутто)
Показатели f = 0,8 f = 0,6 f = 0,4
газо- турбо- воз тепло- воз газо- турбо- воз тепло- воз газо- турбо- воз тепло- воз
Годовая перевозочная работа Г, 104 ткм
брутто Удельные капитальные вложения в ло- 67 500 58 000 50 500 43 500 33 750 29 000
комотив Ц, руб/104 ткм брутто . . . Издержки на топливо, руб/104 ткм 3,78 8,06 5,07 10,75 7,57 16,1
брутто Издержки на ремонт, смазку, материа- 3,36 4,85 3,70 4,94 4,14 5,13
лы, руб/104 ткм брутто Издержки на локомотивные бригады, 0,54 0,70 0,67 0,85 0,795 1,0
руб/104 ткм брутто Амортизационные отчисления: 0,30 0,35 0,40 0,46 0,60 0,70
локомотивы (р = 0,1), руб/104 ткм брутто постоянные устройства (р = 0,03), 0,338 0,72 0,454 0,96 0,678 1,435
руб/104 ткм брутто 0,014 0,029 0,018 0,039 0,027 0,058
Итого 4,552 6,649 5,242 7,249 6,240 8,323
Накладные расходы (15%) Расходы на измеритель, руб/104 ткм 0,68 0,997 0,786 1,087 0,936 1,25
(брутто) 5,232 7,646 6,028 8,336 7,176 9,573
То же, % Расчетные затраты (Тн = Ю лет), 68,4 100 72,2 100 75 100
руб/104 ткм брутто 5,61 8,45 6,53 9,41 7,94 11,2
То же, % 66,4 100 69,4 100 71,0 100
Необходимо также отметить, что, хотя стоимость тепловоза в двух
секциях при одинаковой эффективной мощности значительно превы-
шает стоимость газотурбовоза, это мало сказалось на результатах
сравнения в пользу газотурбовоза. Покажем это, подставив в урав-
нение (270) исходные показатели и рассчитанные выше удельные из-
держки и найдя значения для двух коэффициентов нагрузки /,
при которых газотурбовоз и тепловоз эквивалентны по экономической
эффективности.
/ Ц1/Ц2 f Ц1/1Ц
I = 30 1 I 7 = 60 7=30 | 7=60
0,6 3,66 2,2 0,4 2,07 1,464
Как видно из приведенных данных, даже в том случае, когда удель-
ная стоимость газотурбовоза превышает удельную стоимость теплово-
за в 1,38—1,324 раза (при среднегодовом коэффициенте нагрузки
f = 0,4), сравниваемые локомотивы эквивалентны по экономической
эффективности.
7* 179
В действительности же, как следует из принятых выше данных,
отношение удельных стоимостей газотурбовоза и тепловоза, отнесен-
ных к мощности на ободе, составляет только
_^1_=:_33J_ = O473
Иг 70,0
При менее благоприятных исходных условиях сравнения для га-
зотурбовоза удельные капиталовложения в локомотивы, естественно,
приобретают большое значение. Это, по-видимому, и послужило одной
из основных причин относительно быстрого перехода на газотурбо-
возы большой единичной мощности на железной дороге Юнион-
Пасифик (США), где грузовые поезда большого веса обслуживались
3—5 тепловозами. Газотурбовозы оборудованы простейшими одноваль-
ными газотурбинными двигателями с эффективным к. п. д. порядка
20%.
Мощности вспомогательных устройств тепловозов ТЭП60 (в кВт)
и ТГП50 (в л. с.) приведены ниже, мощности газотурбовозов П, ГП1
и Г2 (проект) при постоянно работающем дизеле — в табл. 47.
Таблица 47
Агрегат Г1 (3500 л. с.) ГП1 (3000 л. с.) Г2 (проект) (4000 л. с.)
Возбудитель тягового генератора, кВт . Вентиляторы охлаждения тяговых дви- гателей: 15 (от ГТД) 15 (от ГТД) 20,6 (ОТ ГТД)
передней тележки, кВт 18 (от ГТД) 18 (от ГТД) 30 (от ГТД)
задней тележки, кВт Вентилятор охлаждения масла ГТД и 18 (элект- рический) 18 (от дизеля) 30 (элект- рический)
редуктора, кВт Вентилятор охлаждения воды и масла 9,5 (элект- рический) 7,5 (от дизеля) 16,3 (элек- трический)
дизеля, кВт 10 (от дизе- ля) 9 (от дизеля) 9 (элект- рический)
Главный топливный насос, кВт .... 8 (электри- ческий) 8 (электри- ческий) 8 (элект- рический)
Топливоподкачивающий насос, кВт . . 1 (электри- ческий) 1 (электри- ческий) 1 (элект- рический)
Главный масляный насос, кВт 8 (от ГТД) 8 (от ГТД) 8 (от ГТД)
Тормозной компрессор, кВт 20 (элект- рический) 14 (от дизеля) 14 (от дизеля)
Одноякорный преобразователь, кВт . . 2 (элект- рический) 2 (электри- ческий) 2 (электри- ческий)
Отопление кабин, кВт 8 — —
Вентиляция кабин, кВт Цепи управления, освещения, зарядки аккумуляторной батареи, кВт .... 0,06 0,06 0,06
6 6 6
Охлаждение генератора, кВт — •— 30 (от ГТД)
180
Тепловоз ТЭП60 (с электропередачей)
Вентиляторы охлаждения тяговых двигателей . . 2x20
Вентилятор охлаждения генератора ............... 22
Возбудитель........................................ 20
Вспомогательный генератор ......................... 16
Вентиляторы холодильника ......................... 135
Тормозной компрессор х.х —15 кВт р.х............. 37
Вентилятор холодильника наддувочного воздуха 28
Тепловоз ТГП50 (с гидропередачей)
Вспомогательный генератор ................... 15
Вентиляторы холодильников........................ 103x2=206
Питательные насосы гидропередачи............. 32x2=64
Тормозной компрессор......................... 41x2=82
(Все остальные устройства, как для ТЭП60)
§ 36. ВОПРОСЫ ЭКОНОМИЧЕСКОЙ ЭФФЕКТИВНОСТИ
ЭЛЕКТРИЧЕСКОЙ ТЯГИ
ПО РАСХОДУ ЭЛЕКТРОЭНЕРГИИ
Пусть удельный эксплуатационный расход электрической энер-
гии, согласно выражению (86), равен
аэ = — 72 • / (1 + Д1) (1 + Д2) (кВт-ч)Ю4 ткм (брутто),
С
где т]эЛ — расчетный к.п.д. электровоза на ободе колес, учитывающий
потери в устройствах электровоза (тяговых двигателях,
редукторах), в контактной сети, тяговых подстанциях
и питающих проводах. Принимаем для расчетов г|эл=
= 0,75. Дополнительный множитель 1+Дх = -j- + 1 —*
выражаем по аналогии с зависимостью для автономных
локомотивов, где для электровоза х= 0,02. Дополнитель-
ный множитель 1 + Д2 =1,05:
сэ — отпускная стоимость электроэнергии, отнесенной к шинам
подстанции, коп/(кВт-ч);
Ц — удельная стоимость электровоза, отнесенная к мощности
на ободе колес, руб/л. с.;
7Vp — мощность на ободе колес электровоза, л. с.;
р — ежегодные амортизационные отчисления для электрово-
за, %;
А — стоимость контактной сети, питающего провода и подстан-
ций рассматриваемого тягового плеча, руб.;
рА — ежегодные амортизационные отчисления в % по затратам
А, куда отнесены также издержки по содержанию и теку-
щему ремонту сети и подстанций;
т — количество электровозов на рассматриваемом участке;
Г — годовая перевозочная работа, 104 ткм брутто;
181
О 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 f
Рис. 78. Изменение удельного расхода
электроэнергии на измеритель в зави-
симости от степени нагрузки локомо-
тива
Zu — удельные годовые издержки
по содержанию электровоза
(ремонты, смазка, материа-
лы) и обслуживанию его,
руб/104 ткм,
тогда удельные расчетные затраты
(на измеритель):
д
Рн ЦМр-[- рп
Wp р (Л1+р)+^ (Рн+ Ра)
~ 0,27 гое/
+ ^ + 2«. (274)
Удобно выразить удельный
расход электроэнергии при расче-
тах в виде
аэ = арэ(1 + (1 +Д2) X
X (кВт ч) 104 тскм брутто. (275)
Пользуясь приведенными выше исходными данными, находим
эксплуатационные удельные расходы электроэнергии в зависимости
от степени нагрузки локомотива по мощности f (рис. 78). Мы видим,
что удельные расходы электроэнергии очень мало отклоняются в ши-
рокой области изменения степени нагрузки от удельного расхода при
расчетном режиме.
§ 37. К ВЫБОРУ ОТНОСИТЕЛЬНОЙ
РАСЧЕТНОЙ МОЩНОСТИ
ЛОКОМОТИВНОГО ДВИГАТЕЛЯ
Рассмотрим возможности уменьшения среднего удельного расхода
топлива локомотивным двигателем при снижении его относительной
расчетной мощности d = Nl/Nl. Пользуясь выражением (256), опре-
делим отношение удельного расхода топлива be при средней нагрузке
двигателя к расходу be при расчетной
be f Я
ь» дви
Ь--1 *дв ] + (1-ХдВ)(-г^--1)-^-. (276)
Хдв / \ tga ) 5год
182
Здесь произведена подстановка
tg а = (1 — хДЕ) Ы.
Чтобы упростить изложение, воспользуемся тем обстоятельством,
что годовой график работы локомотивного двигателя при характер-
ных нагрузках и их продолжительности, приведенных в табл. 34,
позволяет принять
ЛР
е
(1—fl)2.
(277)
При этом средний за год коэффициент нагрузки f = 0,412 (см. § 32).
Следовательно,
’ “х" ЫЬ++(1 (-Sr - 0 <1 <278)
*^ДВ / \ /
На рис. 79 приведены полученные из выражения (278) закономерности
изменения v в зависимости от тЭ1 при коэффициенте условного рас-
хода холостого хода хдв = 0,2 и двух значениях , равных 1,5 и 2.
При некотором значении Ф имеет место наименьшее отклонение сред-
него условного расхода топлива от расчетного или vMHH. В случае
tg «7tg а = 1,5 уменьшение величины v при снижении относитель-
ной расчетной мощности от ft = 1 до '0'опт = 0,39 равно ~ 20%.
Увеличение удельного расхода двигателем при номинальной нагрузке
по отношению к расходу при расчетной при # = '0ОПТ определяется
из соотношений:
tg а = bl (1 — хдв);
(279)
Отсюда
е = 2ёа1(1_^опт)(1_х ) + ^опт=15(1_039) х
Z,P tga
X (1 —0,2) + 0,39= 1,12,
т. е. удельный расход при номинальной мощности на 12% больше,
чем при расчетной.
183
Рис. 79. Зависимость v от О для
Хдв = 0,2 при tg a'/tg а= 1,5 (/) и
tga'/tga=2 (2)
Рис. 80. Зависимость v от ® при
разных значениях хдв и tg a'/tg a=
=1,5
Менее благоприятные результаты получаются в случае tg a'/tg a=2.
При ftonT = 0,7 снижение величины ft равно 7%, а отношение — =
= 1,18. Находим оптимальное значение
фопт —. |_____________*Дв____________
0,824(1—Хда) (tga'/tga"1)
(280)
из условия
— = 0 при tg a'/tg a = const.
На рис. 80 приведены отношения удельных расходов топлива v
в зависимости от относительной расчетной мощности О (при tg a'/tg a =
= 1,5). Значения ftonT в зависимости от коэффициента хдв приведены
на рис. 81 для двух значений tg a'/tg а. Мы видим, что величина ftonT
резко уменьшается с увеличением коэффициента холостого хода хдв.
При значениях хдв»0,05 и ниже, характерных для современных теп-
ловозных дизелей, величина ftonT близка к единице. Здесь нецеле-
сообразно снижать расчетную мощность двигателя по отношению к но-
минальной, что и находит подтверждение в практике конструирования
тепловозных дизелей. Для локомотивных ГТУ, отличающихся высо-
кими значениями хдв, уменьшение 0’ способствует, как уже было пока-
зано выше на примере хдв = 0,2, существенному снижению среднего
удельного расхода топлива.
Рассмотрим влияние изменения величины ft на отношение удельных
расходов v. Результаты сопоставим с аналогичными для изменения
коэффициента хдв. Из выражения (278) найдем при tg a'/tg a = 1,5:
£ = <28|>
= <282>
Исходя из ft = 1, получим
ду/дхдв
ду/д$
0,588
Хдв
(283)
184
Это означает, что изменение Дхдв = 1 % эквивалентно по резуль-
татам снижения среднего удельного расхода топлива изменению вели-
« 0,588 0/
чины -О' на а = --- %.
хДв
Таким образом, например, для ЛГТУ со значением хдв = 0,2
изменение Дхдв = 1% эквивалентно изменению Д-0 = 2,94%. Для
всей области изменения от -О' = 100% до О'0117 = 39% изменение
Д*дв = = 20,7% соответствовало бы снижению коэффициента
холостого хода до хдв ж 0, что противоречит его сущности.
Для тепловозного дизеля при хдв = 0,05 эквивалентное снижение
ДО = 11,7% при Дхдв = 1%. Для ДФ = 100 — 90 = 10% находим
Дхдв = = 0,85% или хдв = 5 — 0,85 = 4,15%.
Полученные величины эквивалентного снижения Дхдв следует
рассматривать только в качестве показателей сравнения. В действи-
тельности, возможности снижения коэффициентов хдв ограничены.
Для ГТУ, например, величина коэффициента холостого хода обуслов-
лена ее термодинамическим циклом, конструктивной схемой, програм-
мой регулирования и др.
Таким образом, для двигателя с высоким значением хдв, предназ-
начаемого для режима работы со значительными недогрузками, умень-
шение величины относительной расчетной мощности -& может служить
эффективным средством снижения среднего удельного расхода топли-
ва локомотивом.
Для определения оптимальной расчетной мощности локомотивного
двигателя при заданном любом графике нагрузки по продолжитель-
ности может быть использован следующий простой метод, примененный
ранее автором для определения
оптимального отбора турбогенера-
тора по годовому графику отпус-
ка пара [26] и оптимальной рас-
четной температуры воздуха для
локомотивной ГТУ по графику
продолжительности температур
[5, с. 357]. Пусть расчетная мощ-
ность двигателя увеличена на
A?Ve. При этом расход топлива
уменьшится на величину
ДМ (tg «' — tg а) /*, (284)
где /* — продолжительность рас-
четной мощности по гра-
фику.
С другой стороны, переход к
более высокой расчетной мощности
приводит к увеличению расхода
топлива в течение всей продолжи-
Рис. 81. Оптимальные значения -О
(обозначения см. на рис. 79)
185
тельности работы двигателя /е часов вследствие увеличения расхода
при холостом ходе на величину (285)
Д^РбРХдЛ = Д№> x„Btc. (285)
1 —Хдв
При некотором значении расчетной мощности N? ее дальнейшее увели-
чение не приведет к экономии топлива. Это должно иметь место при
равенстве
/* = /е -^2----. (286)
1 — хДв tg а' —tg а
Мощность по заданному графику нагрузки, которая соответствует
продолжительности /*, удовлетворяющей условию (286), очевидно,
является оптимальной расчетной мощностью. Выражение (286)
совпадает с выведенным другим способом [26] для стационарных па-
ротурбинных двигателей при п = const.
Зависимость между отдельными параметрами расходной характе-
ристики (256) представим в следующем виде, используя выражение
(279):
tgaz = Вн—BP 1 = (ас— 1) z287x
tga 7V»-?/p ^(1-хдв) ~ (1—tf) (1 — хдв) ’
Здесь произведена подстановка
(,р=^; ^ = 2L = S.
е MP ВР Пн
е ’е
Индексы «р» и «н» относятся соответственно к расчетной и номинальной
мощностям двигателя.
Уравнение (287) выражает при одинаковых значениях а и а' пря-
мую зависимость номинального к. п. д. т]е от относительной расчетной
мощности двигателя О'. С уменьшением расчетной мощности Nf
при неизменных расчетном к. п. д. т]е и коэффициенте хдв уменьша-
ется условный часовой расход при холостом ходе двигателя Вх.х =
= Врхдв. Следовательно, между экономичностью двигателя при номи-
нальной нагрузке и экономичностью при малых нагрузках в связи
с изменением относительной расчетной мощности имеет место обрат-
ная зависимость.
§ 38. К ОПРЕДЕЛЕНИЮ К. П. Д.
ДЛЯ СРАВНИТЕЛЬНОЙ ОЦЕНКИ
ЭФФЕКТИВНОСТИ локомотивов
Если удельный расход электрической энергии на показатель
104 ткм характеризует совершенство подвижного состава и условия
перевозочного процесса независимо от методов ее генерации на элект-
ростанции и передачи к участку электротяги, а также независимо
186
от видов преобразуемых природно-энергетических ресурсов, то при
оценке к. п. д. электрической тяги, например по степени использова-
ния расходуемого на электростанции топлива, необходимо рассмат-
ривать весь цикл преобразования энергии, начиная от ее генера-
ции на электростанции и кончая использованием на локомотиве.
Отсюда возникает задача об определении к. п. д. электротяги в случае,
когда источником питания электротяги служит энергосистема, объе-
диняющая источники генерации электроэнергии при использовании
качественно различных видов природно-энергетических ресурсов—
топлива, гидроэнергии. Это особенно важно, чтобы получить возмож-
ность сопоставить по к. п. д. электрическую тягу, питаемую от тепло-
вых электростанций (ТЭС) и гидравлических (ГЭС) или только от гид-
ростанции, с автономной тягой, расходующей топливо. При этом
требуется, очевидно, приведение качественно различных видов при-
родно-энергетических ресурсов к одному эквивалентному расходу,
избегая необходимости условных пересчетов гидроэнергии на топливо
(§ 10). Ниже предлагается решить задачу путем использования эк-
сергетического метода, считая целесообразным ввести понятие эк-
сергетического к. п. д. локомотивной тяги по степени использования
эксергии топлива и гидроэнергии.
Подставляя средневзвешенный эксергетический к. п. д. по соот-
ветствующим эксергетическим к. п. д. тепловой электростанции и
гидроэлектростанции и их долевому участию в электроснабжении
в выражение для к. п. д. электротяги, находится эксергетический
к. п. д. электротяги, позволяющий осуществить сопоставление с эк-
сергетическим к. п. д. автономной тяги также по степени использова-
ния эксергии.
Так как гидроэнергия вида потенциальной и кинетической, а так-
же механическая работа и электрическая энергия представляют со-
бой согласно § 4 только работоспособную энергию или эксергию, то
к. п. д. гидроэлектростанции совпадает с ее эксергетическим к. п. д.
Что касается эксергетического к. п. д. тепловой электростанции, он
получается путем отнесения генерируемой электроэнергии и эксер-
гии топлива. Аналогичным путем отнесения полезной работы двигате-
ля автономного локомотива к эксергии топлива определяется его эк-
сергетический к. п. д. Последний мало отличается от к. п. д. по теплу
топлива ввиду близости значения эксергии топлива и теплоты сгора-
ния по низшему пределу (§ 4).
В общем виде для условий параллельной работы нескольких элект-
ростанций в энергосистеме эксергетический к. п. д. электротяги мо-
жет быть выражен в виде
Лэ(экс) Лэл Л ген (экс)» (288)
где согласно § 11 к. п. д. т]эл электровоза на ободе движущих колес,
учитывающий также потери в контактной сети т]к>с и на тяговых под-
станциях т]т, равен
Лэл = ЛэЛк.сЛт,
где т]э — к. п. д. собственно электровоза.
187
Величина т)ген(экс) представляет средневзвешенный эксергети-
ческий к. п. д. генерации электроэнергии, который, исходя из соот-
ветствующих эксергетических к. п. д. чэ f тепловых и гидростанций,
их долевого участия в электроснабжении, коэффициентов собствен-
ных нужд электростанций Лсн(О и коэффициентов передачи энергии
Лпер (i) от шин электростанции, выражается в виде
'Пген(экс) — SoC/ Т](э/) Лсн(/) ЛперЦ)- (289)
При долевом участии гидростанции агэс и тепловых атэс = 1 —
— агэс и, пользуясь коэффициентом передачи энергии Ч(пер)» вы“
ражение (289) принимает вид
'Пген(экс) = (^гэсЛгэс(экс)'Лсн(гэс) + атэсЛтэс(экс)'Псн(тэс)) Лпер* (290)
Пример. Пусть агэс = 0,15, аГЭс = 1—0,15=0,85. Примем для гидростанции
эксергетический к. п. д. Чэ (экс) = 0,9 и Ч(сн)гэс = 0,997, для тепловых электростан-
ций Чтэс(экс)=0,362 и чсн((тэс)=0,93 и Чпер=0,96. Тогда, согласно выражению
(290), средневзвешенный эксергетический к.п.д. Чгэн(экс) = (0,15-0,9-0,997+0,85Х
X0,362-0,93)-0,96 = 0,405.
Пусть расчетный к. п. д. собственно электровоза Чэ = 0,82,
к. п. д. контактной сети Чкс = 0,975 и к. п. д. тяговой подстанции Чт = 0,98.
При этом Чэл = 0,82-0,975-0,98=0,78.
Тогда, согласно уравнению (288), эксергетический к. п. д. электротяги
Чэоко=0,78 • 0,405 = 0,318 (31,8 %).
Для оценки совершенства электротяги с помощью эксергетиче-
ского к. п. д. при электроснабжении только от гидростанции полу-
чается, согласно (288), (289), для принятых исходных величин
Пэ(экс)=0,78 • 0,9 • 0,997 • 0,96=0,672 (67,2 %).
Следует отметить, что учет к. п. д. ТЭС для определения к. п. д.
электротяги справедлив как для электростанции на органическом
топливе, так и на ядерном (АЭС), так как условия определения к. п. д.
аналогичных тепловых циклов идентичны. Это не имеет место для
эксергетического к. п. д. из-за особых условий реактора АЭС.
Большое значение имеет использование эксергии при составлении
энергетических балансов и анализе структуры потребления топливно-
энергетических ресурсов, что позволяет внести однозначно по задан-
ному к. п. д. гидростанции энергетический показатель для пересчета
гидроэнергии на топливо. Так, например, прит]гэс = 0,9 и т)сн(гэс)=
= 0,997 для гидростанции удельный расход эксергии составит
Ч8КС 0,9-0,997 (кВт-ч)’
Если принять за величину эксергии топлива Еут = 7000 ккал/кг,
то для пересчета гидроэнергии на топливо по эксергии получится
188
коэффициент пересчета в виде удельного расхода топлива по эксер-
гии в г на 1 кВт • ч
6уТ(ЭКС) =-700б“= 37 г/(кВт’4)-
При этом, очевидно, и другие рассматриваемые в балансе виды ресур-
сов представляются в топливе по эксергии.
§ 39. К ОПРЕДЕЛЕНИЮ ЭФФЕКТИВНОСТИ
УТИЛИЗАЦИИ ТЕПЛА
ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ
ЛОКОМОТИВНОГО ГАЗОТУРБИННОГО ДВИГАТЕЛЯ
ДЛЯ ТЕПЛОСНАБЖЕНИЯ ПОЕЗДА
Мероприятия по утилизации тепла отработавших газов могут иметь
как указывалось ранее, большое значение для благоприятного потен-
циального развития теплоэнергетической установки локомотива.
Рассмотрим для примера газотурбинную установку локомотива с ути-
лизацией тепла отработавших газов для отопления. Характерным для
газотурбинной установки, как известно, является высокая темпера-
тура отработавших газов из турбины при их большом количестве на
единицу выполняемой работы. Это весьма существенно для про-
цесса утилизации тепла газов.
При оценке эффективности использования тепла приходится учи-
тывать обусловленную сопротивлением теплообменника потерю дав-
ления, вызывающую повышение конечного давления газа в турбине.
Это приводит к сокращению мощности турбины при соответствующем
уменьшении к. п. д. газотурбинной установки. Здесь имеет особое
значение то обстоятельство, что потеря давления Др4 в выхлопной
системе турбины относится к конечному давлению турбины р4 « 1
кгс/см2, в то время как другие потери давления, например потеря в
камере сгорания, относятся к давлению в камере порядка
5—6 кгс/см2 и большему. Вот почему потеря давления Др4, обус-
ловленная сопротивлением теплообменника, может в большей мере
повлиять на относительное изменение мощности турбины. Рассмотрим
влияние этой потери. Выразим влияние рассматриваемой потери дав-
ления на к. п. д. газотурбинной установки с помощью отдельного
к. п. д. т]Др, на который можно умножить величину удельной работы
Установки, полученную без учета указанной потери, чтобы отразить
ее влияние. В соответствии с этим исходим из следующего выражения:
где Ali — работа расширения 1 кг газа в турбине. Это работа
л4/т = Ср (Тз — Т4т) г] т = СрТз [ 1 — (jxz) Л т ~
= срТ3[1 (292)
189
где л — степень повышения давления;
z — коэффициент потери давления в установке;
л'= лг — степень расширения в турбине (без учета потери давления,
обусловленной теплообменником);
Т^4т — соответствующая величине л' температура в конце изо-
энтропийного расширения (рис. 82);
Т3 — температура газа перед турбиной, т = k 1;
г|т — относительный внутренний к. п. д. турбины.
Что касается работы сжатия в компрессоре, она равна:
А1К = СР <Т2- Л) — = Ср 7\ (я-- 1) -1-,
Пк Пк
где T2t — температура в конце изоэнтропийного сжатия;
7\ — температура засасываемого воздуха;
т]к — относительный внутренний к. п. д. компрессора;
л — степень повышения давления.
Потеря работы расширения в турбине ЛД/т вследствие потери дав-
ления Др4 определяется следующим образом:
лд/; = л/; — л/т =
= срТ3 {[1 - (л')-"2] - [1 - (лУ)-™]} Пт. (293)
Здесь z' = 1---— коэффициент, учитывающий потерю давления.
Отсюда
ЛД/; = ср713[(л'2')-т — (л')-"2]т]т = Т3 (л')-"2
— m
(294)
Рис. 82. Процесс ГТУ в Ts-диаграмме
с учетом потери давления в теплооб-
меннике
Ввиду малых значений по
сравнению с единицей восполь-
зуемся следующим разложением
в ряд выражения в скобках, пре-
небрегая величинами второго по-
рядка, приводящим выражение
(294) к виду
ЛД/т = Ср Т3Пт (я')-"2 m .
Р4.
(295)
Таким образом, выражение (291)
принимает вид:
ПдР= 1 —
Др4
[(л')222-!]
<2Э6>
гЛтПкJ
190
т
где г = ~ — температурный коэффициент. Мы видим из выражения
(296), что с увеличением произведения т]тг|к, а также температурного
коэффициента г, т. е. с увеличением температуры газа перед турбиной
Т3 и уменьшением температуры всасываемого воздуха, увеличивается
к. п. д. т]Др. При этих условиях потери давления играют меньшую роль.
В табл. 48 приведены для газотурбинной установки простой схемы
при некоторых величинах Др4, согласно выражению (296), значения
к. п. д. т]Др для Т3 = 1073° К и Т3 = 1273° К при соответствующих
этим температурам значениях л' = 6 и л' = 9, для 7\ = 293° К,
m = 0,25, г|т = 0,89 и т]к = 0,87.
Как видно, при практических ожидаемых величинах сопротивле-
ния теплообменника порядка 100 — 200 мм вод. ст. потеря мощности
газотурбинной установки, согласно значениям к. п. д. т]д в табл. 48,
весьма мала, не превышая 1—2%. Эта величина даже несколько сни-
жается с повышением начальной температуры газа и соответственно
величины л'. При большом сопротивлении теплообменника, например
800 мм вод. ст., возможно заметное снижение к. п. д. т]Др и снижение
мощности до 7,8 и 5,3%. Использование теплообменника при близких
к этому условиях, например водогрейного котла-утилизатора для до-
жигания топлива, может быть, как указано далее, обосновано при не-
обходимости.
Рассмотрим возможности повышения теплоэнергетической эффек-
тивности производства работы газовой турбиной и соответственно
газотурбинной установкой.
По аналогии с паровой турбиной с противодавлением при комби-
нированной выработке электрической и тепловой энергии абсолютный
к. п. д. газовой турбины по производству работы в условиях использо-
вания отработавших газов для теплоснабжения определяется в виде
п__ ср(Т3 7\) г)тм _____
1 /"Г \ 'ITM-
ср (Т3 —Т4)
(297)
Здесь Т4 — фактическая температура газов на выходе из турбины
с учетом ее увеличения в результате повышения конечного давления
в турбине ввиду сопротивления теплообменника. Окончательными по-
терями для турбины без учета потери мощности турбины в связи с по-
терей давления являются лишь механические. При этом, наподобие
паровой турбины с противодавлением, абсолютный к. п. д. турбины
по производству работы т] равен, согласно выражению (297), механи-
Таблица 48
Показатели
Т3 = 1073° К, Л' = 6
Т3 = 1273°К, л' = 9
Потеря давления Др4, мм
вод. ст................
Значения т]Др .........
100
0,99
400 800
0,961 0,922
100 200 400 800
0,993 0,986 0,972 0,947
191
ческому к. п. д. турбины г]тм. Так как г]тм« 0,98, то рассматриваемый
к. п. д. турбины т) применительно к фактическому располагаемому
перепаду температур весьма велик и близок к единице.
Для газотурбинной установки простой схемы в целом аналогичный
к. п. д. по производству работы при утилизации тепла равен
СР (Л Т4)Т]тМ Ср(Т2 ^1)
AZX ЛКМ
Т]Гту-----------------------------------------------
(298)
———ср (Т4 — 273)
“Икс
где т]ко — к. п. д. камеры сгорания (т]кс « 0,97 4- 0,98);
Лкм — механический к. п. д. компрессора.
Результаты расчетов по определению т)гту Для т]кс = 0,98, ср = 0,25,
Тг = 293° К, Лтм = Лкм = 0,98 и произведения относительных
к. п. д. турбомашин 1]т т]к = 0,76 приведены ниже. Другие исход-
ные величины приняты согласно [5] для относительно большой по-
тери давления ж 0,07, соответствующей утилизации тепла с ис-
пользованием водогрейного котла-утилизатора.
Температура газа перед турбиной, Т3 °К............... 1073 1273
Степень повышения давления, л........................ 6,49 8,92
Температура газа на выходе из турбины, Т4 °К . . . . 715 785
Температура сжатия в компрессоре, Т2 °К............ 454 490
К. п. д. ЛгтУ ....................................... 0,96 0,97
Как следует из приведенных данных, к. п. д. т]гту при утилизации
тепла, несмотря на большую потерю давления Др4, влияющую на
к. п. д. газотурбинной установки, близок к единице. С повышением
температуры газов перед турбиной Т3 к. п. д. т]гту в связи с повыше-
нием температуры газа Т4, используемой для теплоснабжения, не-
сколько увеличивается.
Рассмотрим влияние величин к. п. д. Л Др и температуры Т4 путем
сравнения получаемого к. п. д., согласно выражению (296), с анало-
гичным к. п. д. с использованием тепла при условном предположе-
нии об отсутствии потери давления из-за сопротивления теплообмен-
ника. Исходя из выражения, согласно уравнению (298), для послед-
него сравнительного варианта
Лгту =
ср(Тз—^1) Лтм СР (^*2 Т1)
_________________________Чкм
т,—т2
Ср —------ -Ср (т;-273)
Лкс
находим при
(Air—А1К) т]др = (Л/т—Л/к) — А А Ц = Alv—AlK
192
и
Ср (Л- Л)11тм-Ср(Га-Л)— = [ср(Т3-П)ПтМ-
Лкм L
-CpfA-TJ-^-'
Чкм _
Пар
следующее отношение величин к. п. д.:
Лгту
а = —7—--Лдр
чгту
7\ — Т2
Ср —--------Ср (Т1 - 273)
_____Чкс_________________
Т3—Т2
сР—------- —ср (Т4—273)
Л КС
(299)
где второй множитель больше единицы, так как Т4 > Т4 (см. рис. 82)»
Таким образом, при данном значении т]Гту величина а несколько
увеличивается с повышением температуры газов на выходе Т4, напри-
мер в связи с увеличением начальной температуры газов Т3. Что каса-
ется влияния потери давления на к. п. д. т]гту, то оно способствует
снижению этого к. п. д. и соответственно отношения а, согласно урав-
нению (299), так как к. п. д. т]Др, как было ранее указано, уменьшается
с увеличением потери давления. При этом, как следует из выражения
(297), повышение температуры Т4 вследствие повышения конечного
давления в турбине может способствовать некоторому уменьшению
влияния на снижение к. п. д. установки при утилизации тепла
вследствие потери давления. Однако следует рассматривать задачу
в общем виде, подчеркнуть некоторые особенности локомотивного дви-
гателя по режиму работы в условиях утилизации тепла.
Для стационарного парового турбогенератора с противодавлением
комбинированной выработки электрической и тепловой энергии пре-
дусматривается обычно работа по тепловому графику, обеспечивающая
непрерывно имеющую место высокую эффективность выработки элект-
роэнергии. Как известно, это неосуществимо в условиях изолированной
работы указанной турбины, ибо почти всегда графики потребности
в выработке электроэнергии и тепловой энергии не совпадают. Вот
почему работа парового турбогенератора с противодавлением соче-
тается с конденсационными турбогенераторами, работающими парал-
лельно с ним на общую электрическую сеть, ив которых производство
электрической энергии не зависит от тепловой нагрузки. В отдельных
случаях имеет место сочетание с энергосистемой района.
В условиях локомотива возникают задачи, необходимые для повы-
шения эффективности установки, так как в противном случае имеет
место работа газовой турбины исключительно по графику механиче-
ской работы, требуемой локомотивом, что, как указано выше, не соот-
ветствует совершенно рациональным условиям утилизации тепла дви-
гателя. В некоторых случаях при определенных расчетной мощности
локомотивного двигателя и параметрах его в зависимости от потреб-
ности в тепле оказывается возможным в соответствии с располагаемым
193
в потоке газа количеством тепла и с наружной температурой воздуха
поддерживать температуру в вагонах путем регулирования подачи
наружного воздуха. Положительную роль играет также обеспечение
установки вспомогательными потребителями энергии. В отдельных
случаях может оказаться целесообразным применение в качестве теп-
лообменника водогрейного котла-утилизатора. В нем в дополнение
к располагаемому теплу отработавших газов из турбины может быть
по мере необходимости сожжено некоторое количество топлива (через
форсунку). При этом используется для горения кислород, содержа-
щийся в потоке газа турбины в относительно большом количестве.
Интересно отметить следующее мероприятие, способное также рас-
ширить возможности регулирования соотношения между вырабаты-
ваемой мощностью газотурбинной установкой и требуемым для исполь-
зования тепла. В настоящее время оно оправдано для стационарной
газотурбинной установки с регенерацией. Если расчетная тепловая
нагрузка меньше располагаемого тепла в потоке газа, применяется
газотурбинная установка с регенерацией и последующим после ре-
генератора использованием тепла для внешнего теплоснабжения.
При этом по мере надобности предусматривается направление отра-
ботавших газов из турбины параллельно частями в регенератор и теп-
лообменник. При малых значениях расчетной величины тепловой на-
грузки, приходящейся на единицу работы турбины, оказывается
выгодным выбор небольшой степени регенерации. Для снижения про-
тиводавления за турбиной следует устанавливать дымосос у трубы
для отсоса газов.
При использовании тепла отработавших газов основную роль
играет получаемая работа столь эффективным комбинированным пу-
тем на единицу используемого тепла. Работа эта неизменно уве-
личивается с повышением температуры газа перед турбиной Т3, отно-
сительных к. п. д. турбины т]т и компрессора т]к и, следовательно,
к. п. д. газотурбинной установки. В связи с этим играет большую
роль выбор оптимального значения степени повышения давления л
для достижения наибольшего к. п. д. установки. Однако при изоли-
рованной работе локомотивной газотурбинной установки без выбо-
ра оптимальных теплотехнических мероприятий и параметров турбо-
машин это не может быть согласовано с несовпадением графиков пот-
ребности в механической работе и тепловой энергии для тепло-
снабжения.
Из изложенного вытекает, что при выборе локомотивной теплоэнер-
гетической установки с утилизацией тепла может иметь большое зна-
чение утилизация применительно к локомотиву надлежащей мощ-
ности газотурбинного двигателя, а также надлежащего района дей-
ствия по климатическим условиям. Весьма важен выбор оптималь-
ных практически приемлемых для локомотива теплотехнических
мероприятий по усовершенствованию установки с целью расширения
возможности регулирования соотношения между вырабатываемой
мощностью двигателем и необходимой теплотой для использования,
а также выбор оптимальных параметров турбомашин газотурбинной
установки. Все это требует технико-экономических обоснований.
194
§ 40. АВТОНОМНЫЙ БИНАРНЫЙ ЛОКОМОТИВ
В направлении утилизации тепла отработавших газов локомотив-
ного двигателя ниже рассматривается особая задача совершенствова-
ния определенного вида двигателя путем применения термодинами-
ческого бинарного цикла с использованием низкокипящих рабочих
тел. Традиционный бинарный цикл с замкнутым контуром (при кон-
денсации отработавшего пара нижней ступени для повторного исполь-
зования) не может найти применение на локомотиве, так как не обес-
печивает надлежащей эффективности. На примере использования низ-
кокипящих тел (аммиака, фреона) в нижней ступени замкнутого би-
нарного цикла, как известно, основное затруднение обусловлено от-
сутствием в условиях локомотива больших запасов воды для охлажде-
ния конденсатора или требуемых больших расходов энергии при пов-
торном охлаждении воды воздухом. Большой расход энергии на воз-
душное охлаждение может при малом выигрыше мощности установки
свести его на нет или перекрыть. Эффективные условия, позволяющие
создать замкнутый контур, имеются на базе двигателя судовой уста-
новки, где доступна вода для охлаждения конденсатора.
Благоприятная перспектива предвидится при применении на ло-
комотиве бинарного цикла разомкнутого контура в условиях, предла-
гаемого ниже для примера, транспортного энерготехнологического
аграрно-химического процессов. Последний содержит комплекс-
ную увязку теплоэнергетической установки локомотива с сель-
скохозяйственным производством. Предлагаемый энерготехнологи-
ческий процесс обеспечивает существенное повышение тепловой эко-
номичности тепловозов и газотурбовозов, их номинальной мощности
и, следовательно, пропускной и провозной способности локомотивов.
Указанный энерготехнологический процесс осуществляется путем
применения аммиака в качестве рабочего тела низкой ступени би-
нарного цикла локомотивной установки, работающей по разомкнуто-
му контуру с поглощением отработавшего в турбине аммиачного пара
водой (слабым раствором) в абсорбере и дальнейшим использованием
получаемого водоаммиачного раствора в качестве одного из видов
удобрения в сельском хозяйстве. Применение абсорбера для погло-
щения отработавших в турбине паров аммиака имеет существенное
термодинамическое преимущество. Оно позволяет заметно расширить
располагаемый перепад температур аммиачного пара, например, до
—20 -4 30° С при давлении в абсорбере 1,5 кгс/см2, что способству-
ет, как известно, повышению к. п. д. установки. Здесь сказывается осо-
бенность бинарного раствора, заключающаяся в способности погло-
щения холодных паров бедным раствором более высокой температуры.
При конденсации пара аммиака (в замкнутом контуре) такой возмож-
ности достижения низкой температуры не имеется, так как нижняя
температура цикла ограничена температурой охлаждающего тела.
Естественно, намечаемый локомотив бинарного цикла не может
рассчитывать на универсальность в его применении. Очевидно, воз-
никает необходимость в выборе оптимального полигона по использова-
нию аммиачного раствора вне локомотива. Надо полагать, что это мо-
195
жет быть особый вид службы промышленного типа на железнодорож-
ном транспорте, весьма широкий по масштабу, ввиду большой протя-
женности нашей страны, возможностей развития земледелия и по ус-
ловиям социалистического планирования. Здесь предвидится увязка
с наметившейся тенденцией к стиранию граней между промышлен-
ностью, сельским хозяйством и транспортом в связи с развитием на-
учно-технической революции.
На рис. 83 приведен для примера один из вариантов схемы би-
нарного разомкнутого цикла для тепловоза. Одна часть расходуемо-
го жидкого (безводного) аммиака 3 (/=15° С, р = 7,45 кгс/см2)
подается насосом 2 в испаритель /, который использует тепло воды,
охлаждающей дизель 12, подаваемую насосом И. Принимая темпера-
туру охлаждающей воды на выходе равной 70° С, исходим здесь из на-
чального давления образуемого в испарителе насыщенного аммиач-
ного пара pi = 19,727 кгс/см2 при температуре насыщения = 50° С.
Следует отметить целесообразность применения низкого давления
аммиака, устраняющего его утечки. После расширения пара аммиака
в аммиачной турбине 9 отработавший пар направляется для охлажде-
ния воздуха 7 агрегата наддува дизеля 10, а далее в абсорбер 8 для
образования водоаммиачного раствора. Давление в абсорбере, соот-
ветствующее противодавлению аммиачной турбины, принято равным
ра = 1,6 кгс/см2. При температуре раствора /а = 60° С этому, соглас-
но диаграмме водоаммиачного раствора, соответствует степень кон-
центрации ж 0,2, близкая по техническим условиям к величине
концентрации водного раствора
аммиака в качестве азотистого
Рис. 83. Схема бинарной установки для
тепловоза
удобрения.
Вторая часть используемого
жидкого аммиака падается на-
сосом 4 в испаритель-перегре-
ватель 5, где благодаря утили-
зации тепла отработавших газов
относительно высокой темпера-
туры из дизеля преобразуется
в перегретый пар с темпера-
турой 250° при давлении
19,727 кгс/см2. Пар поступает в
другую аммиачную турбину 6,
откуда после расширения также
направляется в абсорбер S.
Ниже приведены результаты
расчетов бинарной установки
для тепловозного дизеля мощ-
ностью Ne = 3000 л. с. при
средней степени нагрузки f = 0,4
(1200 л. с.) и при полной нагруз-
ке/= 1. Значения частоты вра-
щения, удельных расходов топ-
196
лива, температур и давлений утилизируемых газов приняты для
дизеля Д70 с к. п. д. 42,2%. При мощности режима работы дви-
гателя с недогрузкой, принятого для примера при f = 0,4, имеют
место следующие данные. Общее количество расходуемого безвод-
ного аммиака 3600 кг/ч. Общая мощность, вырабатываемая обеими
турбинами 9 и 6 на паре без затраты топлива 388 л. с. Мощность, рас-
ходуемая на охлаждение абсорбера вентилятором, 28 л. с. Общее
приращение мощности бинарной установки, включая выигрыш от со-
кращения охлаждающих вентиляторов на тепловозе, составляет
при рассматриваемой нагрузке дизеля 400 л. с. Достигаемый к. п. д.
бинарной установки тепловоза равен при этой нагрузке 53%. Вес
перевозимого аммиачного раствора, считая продолжительность про-
бега 2 ч, равен 36 тс. Вес перевозимого груза (аммиака и раствора с та-
рой при коэффициенте тары 0,5) и всего дополнительного оборудования
бинарной установки (6,74 тс) равен 64,34 тс. При этом затрата мощно-
сти на перевозку всего дополнительного груза, считая для технической
скорости vx = 50 км/ч, равна 56 л. с. Для запаса в расчете из указан-
ного веса всего дополнительного оборудования не вычтен вес холодиль-
ного устройства тепловоза, необходимость в котором в связи с предла-
гаемым процессом отпадает.
Выигрыш провозной способности локомотива при приращении
мощности 400 л. с. равен 2,21 • 104 ткм/ч. При этом уменьшение про-
возной способности вследствие перевозки дополнительного груза
0,32 • 104 ткм/ч, а относительное уменьшение провозной способности
составляет только 14% всего выигрыша.
Если затрату мощности на перевозку всего дополнительного груза
отнести условно к локомотиву, т. е. полагать, что сельское хозяйство —
участок комплексного энерготехнологического процесса — не несет
расходов по перевозкам, то общее приращение мощности составит
28,7% вместо 33,4%. При таком подходе стоимость перевозки водоам-
миачного раствора условно включается в денежную экономию, ожида-
емую для сельского хозяйства. Вообще сокращение провозной спо-
собности локомотива или соответствующей мощности двигателя из-за
перемещения указанных дополнительных грузов нельзя отнести к по-
терям, так как перевозка относится к принятой полезной целевой про-
изводительности локомотива.
Некоторые результаты расчетов для работы двигателя при пол-
ной нагрузке (Л/е = 3000 л. с.):
Количество расходуемого аммиака, кг/ч . . . . 5450
Мощность, производимая:
турбиной 6 246
» 9 ................................. 353
Итого, л. с................................ 599
Расход мощности на охлаждение абсорбера, л. с. 128
Сокращение мощности вентиляторов охлаждения
двигателя, л. с............................ 100
То же вентилятора для наддувочного воздуха, л. с. 63
Общее приращение мощности, л. с.............. 634
К- п. д. бинарной установки............... 51%
197
Здесь повышение провозной спо-
собности локомотива 3,54 • 104
ткм/ч, а относительное его сни-
жение вследствие перевозки до-
полнительного груза составляет
9,1%.
Для тепловозного дизеля еди-
ничной мощности 6000 л. с. при
к. п. д. 46% можно ожидать (на
основании проведенных расче-
тов) приращение мощности
1165 л. с. или относительное
приращение 19,5%. При этом
к. п. д. достигает значения 55%
и соответственно удельный рас-
ход топлива 115 г/л. с.ч при
Qh = 10 000 ккал/кг.
Рассмотрим теперь транспорт -
Рис. 84. Схема бинарной установки для ный энерготехнологический про-
газотурбовоза цесс применительно к газотур-
бовозу Г1-01, созданного заво-
дом им. Куйбышева г. Коломна с газотурбинным двигателем
3500 л. с. с к. п. д. 18%. Схема бинарной установки для газотур-
бовоза приведена на рис. 84.
Уходящие из турбины 1 газы направляются в испаритель-перегре-
ватель 2 пара аммиака, который насосом 3 подается из резервуара 4.
Перегретый аммиачный пар давлением 19,727 кг/см2 и температурой
250° С после расширения в турбине 5 поглощается в абсорбере 6.
Принята средняя мощность двигателя 7Ve = 1400 л. с. с включе-
нием приращения мощности благодаря введению бинарного цикла.
Для этих условий получены следующие результаты:
количество расходуемого аммиака 6500 кг/ч, приращение мощности
установки для принятых исходных параметров 960 л. с. (в аммиачной
турбине); повышение провозной способности локомотива 5,3-104 ткм/ч;
общая масса перевозимого дополнительного груза 133,95 т.
Относительная затрата мощности на перевозку указанного груза
составляет 12,6% всего выигрыша мощности.
Для полной нагрузки двигателя:
количество аммиака, кг/ч .... 14380
приращение мощности, л. с. . . 2140 или
расход мощности на охлаждение
абсорбера, л. с........... 59
к.п.д. бинарной установки . . . 29,2%
общий перевозимый дополнительный вес, тс 249,24
относительная затрата мощности на перевоз-
ку, % ...............................9,6
61,2%
Таким образом, для номинального режима рассмотренных локо-
мотивных двигателей получены следующие результаты по к. п. д.:
расчетный к. п. д. тепловозного двигателя (/Vе = 3000 л. с.) повышает -
198
ся с 42,2 до 51 %, а мощность его — до 3634 л. с., или на 21 %; расчет-
ный к. п. д. газотурбинного двигателя (Ne = 3500 л. с.) повышается
с 18 до 29,2%, а мощность его — до 5640 л. с., или на 61,2%. Как вид-
но, для газотурбовоза относительное приращение мощности двигателя
и к. п. д. намного больше ввиду известных преимуществ газотурбинно-
го двигателя по утилизации тепла отработавших газов. Особенно это
характерно для частичных нагрузок.
На примере бинарной установки для рассмотренного газотурбово-
за наиболее простой схемы укажем, что бинарный газотурбовоз пред-
ставляется в виде двухсекционного сочлененного локомотива с распо-
ложением основного газотурбинного оборудования в одной секции
при одной кабине обслуживания. Дополнительной секции здесь соот-
ветствует мощность 2140 л. с. при величине мощности, приходящейся
на ось, 2140 : 6 357 л. с. При этом указанная мощность секции
не требует дополнительного расхода топлива.
Опубликованные данные [34] свидетельствуют о больших возмож-
ностях по использованию в течение года водоаммиачного раствора
в сельскохозяйственных районах вдоль железной дороги.
По материалам [34], на удобряемую площадь 1677 тыс. га, разме-
щаемую в среднем на общей площади со средним радиусом 129 км,
требуется в расчете 100 • 103 т азота в год, 605 • 103 т водоаммиачного
раствора в год при степени концентрации %г = 0,242. При этом при-
нято, что общая площадь превышает удобряемую в 3,1 раза. По разра-
ботанной технологии аммиачную воду применяют по схеме: завод-
поставщик— прирельсовый склад—аммиаковоз — глубинный склад—
заправочная тележка — машина для внесения в почву.
Пересчет приведенных данных для концентрации раствора = 0,2
и для условий принятой длины пробега локомотива 100 км определяет
охват локомотивами удобряемой площади в размере640 • 103га с каж-
дой стороны линии железной дороги. При этом общая площадь района
(увеличенная согласно [34] в 3,1 раза) простирается на расстоянии
200 км от железной дороги. При непрерывном пополнении прирельсо-
вых складов в течение года может потребоваться в сутки использование
для выгрузки раствора в одном пункте при тепловозной тяге 36 теп-
ловозов и 20 газотурбовозов при газотурбинной тяге. При этом при-
нят средний коэффициент нагрузки тепловозного двигателя в году
/ = 0,4, а для газотурбовоза средний коэффициент для всей бинарной
установки f = 0,4. Необходимо отметить ожидаемую денежную эко-
номию. На железнодорожном транспорте экономия от сокращения
расхода топлива после вычета предлагаемых на основании справочных
данных дополнительных затрат на содержание сочлененного локомо-
тива, бригад и отчислений по капитальным затратам и без отнесения
стоимости перевозок раствора на долю соответствующих затрат
в сельском хозяйстве составляет для тепловозной тяги при числе
часов работы тепловоза в году, равном 7050 ч, ориентировочно
1 340 000 руб/год, а для газотурбинной тяги — 1 710 000 руб/год
при удобряемой площади 12 500 • 103 га. Таким образом, экономия
на один тепловоз составляет ~37 200 руб/год, а на один газотурбовоз
~85 500 руб/год. При этом дополнительные затраты могут себя оку-
199
пить для тепловоза в течение 1,34 года, а для газотурбовоза — в те-
чение 0,585 года.
Существенную экономию средств можно ожидать в сельскохозяй-
ственном производстве за счет сокращения стоимости раствора по срав-
нению с его стоимостью в условиях приобретения аммиачной воды
на заводах. Это, естественно, обусловлено предлагаемым комбиниро-
ванным процессом производства. Можно отметить, что экономия стои-
мости доставки готовой аммиачной воды по железной дороге в сравне-
нии со стоимостью доставляемого в рассматриваемом нами случае
жидкого безводного аммиака для изготовления аммиачной воды по
данным [34] применительно к 1 т азота, и средней дальности пере-
возки 431 км, равна 11,25 руб/т. Для 100 т азота (при = 0,2)
100 000 • 11,21 (1 — 0,2) = 896 800 руб/год.
Кроме того, стоимость перевозок аммиачной воды в пределах
удобряемой площади при принятом радиусе 129 км для 100 т азота,
которая отнесена на долю расходов железнодорожного транспорта
и, следовательно, в счет экономии в сельском хозяйстве, состав-
ляет по данным [34] еще дополнительную экономию в размере
450 000 руб/год.
Ускорение производства водоаммиачного раствора, низкая стои-
мость позволяют в будущем более широкое успешное его применение
для удобрения.
Турбины для тепловоза 3000 л. с. ввиду их малой единичной мощ-
ности требуют совершенствования конструкции. Однако для теплово-
за увеличенной мощности, например 6000 л. с., где мощность турбин
увеличена до 1165 л. с., задача, естественно, упрощается.
Возможна следующая схема для тепловоза с одной только аммиач-
ной турбиной. Охлаждающая дизель вода дополнительно подогре-
вается в котле-утилизаторе на 9,3° С отработавшими газами из агрега-
та газотурбинного наддува с температурой 430° С на входе в утилизатор
и 100° С на выходе из него. Далее подогретая вода и газы из котла-
утилизатора поступают для испарения в специальный испаритель
жидкого аммиака. При этом обеспечивается только насыщенный амми-
ачный пар давлением 19,727 кгс/см2 при температуре 50° С. Хотя и
здесь при полной нагрузке дизеля (3000 л. с.) мощность единственной
аммиачной турбины достигает 630 л. с. и к. п. д. установки увеличи-
вается до 51%, однако громоздкость локомотива увеличивается из-за
значительно большего веса перевозимого дополнительного груза
(89,2 тс вместо 64,3 тс для рассмотренного варианта перегретого пара).
В связи с этим будет также меньшая денежная экономия (23 800 руб.
в год на один тепловоз, вместо 34 200 руб.).
Надо полагать, что все приведенные величины экономии будут
уточнены после определения оптимальных технико-экономических
условий, практического применения предлагаемого процесса с эски-
зированием отдельных узлов установки и выполнением проектных раз-
работок. Дальнейшие поиски путей совершенствования бинарного
аммиачного цикла связаны с выбором надлежащих полигонов работы
2’ЭЭ
бинарных локомотивов, условий их водоснабжения по количеству и
качеству воды и с определением конструктивных направлений в их
разработке и создании. Уже сейчас можно наметить ряд научно-техни-
ческих вопросов для разработки, как, например, обеспечение надеж-
ных уплотнений вала аммиачной турбины, регулирование бинарной
установки при переменных режимах ее работы. Естественно, пред-
стоят поиски и решения по определению оптимальных условий дове-
дения водоаммиачного раствора из абсорбера на локомотиве до почвы.
Надо надеяться на успешное их определение, так как уже имеются
большой опыт и достижения по хранению, распределению, внесению
растворов в почву и др. Работы по подъему сельского хозяйства на-
стойчиво ведутся советскими учеными, работниками промышленности
и сельского хозяйства.
Таким образом, можно ожидать эффективность применения разом-
кнутого бинарного цикла в приведенной выше комплексной увязке
теплоэнергетической установки локомотива определенной службы
с сельскохозяйственным производством.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ
И РЕКОМЕНДУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Шамбадаль П. Развитие и приложения понятия энтропии. М., «Нау-
ка», 1967, с. 121 — 126.
2. Р ы ж к и н В. Я. Тепловые электрические станции. М., «Энергия», 1967,
400 с.
3. А в р у х А. Я. Проблемы себестоимости электрической и тепловой энергии.
М. — Л., «Энергия», 1966, 455 с.
4. Тепловозные двигатели внутреннего сгорания и газовые турбины. М.,
«Транспорт», 1973, 336 с. Авт.: Н. М. Глаголев, В. В. Водолажченко, А. А. Куриц,
Е. Т. Бартош.
5. Хазен М. М. Локомотивные газотурбинные установки. М., Трансжелдор-
издат, 1960, 398 с.
6. Хазен М. М. Технико-экономическая эффективность газотурбовоза. М.,
Трансжелдориздат, 1957, 67 с.
7. Хазен М. М., Иванов И. И., Аронович С. С. Теплосиловое хозяй-
ство. М., «Транспорт», 1964, 168 с.
8. Хазен М. М. К термодинамическому расчету паровых турбин с отбором
пара. ОНТИ, 1934, 17 с.
9. X а з е н М. М. К термодинамическому расчету паровых турбин с отбором
пара. НИС ОПИ. Одесса, 1933, 44 с.
10. Молярчук В. С. Теоретические основы методики нормирования расхо-
да топлива и электроэнергия для тяговых средств транспорта. М., «Транспорт»,
1966, с. 7—134.
11. Зальф Г. А. Тепловой расчет стационарных газовых турбин. М. — Л.,
«Машиностроение», 1964, 307 с.
12. Траупель В. Тепловые турбомашины. Ч. 1. М., Госэнергоиздат, 1961,
344 с.
13. Работа тепловозных дизелей на малых нагрузках. М., «Транспорт», 1966,
115 с. Авт.: А. П. Чиркин, А. Н. Гуревич. А. Э. Симеон, А. П. Кудряш
14. Синенко Н. П. Тепловозный дизель Д70. М., «Транспорт», 1966, 64 с.
15. Фельдман Э. Д. Сравнительная технико-экономическая эффективность
автономных видов тяги. Труды Всесоюз. науч.-исслед. ин-та ж.-д. транспорта.
Вып. 333. М., «Транспорт», 1967, 179 с.
16. Фрумкин Б. С. Диаграмма TS1 для расчета судовых ГТУ. Л., «Судо-
строение», 1965, 158 с.
17. Хохлов Т. Н., Платонов Е. В. Паспорт тепловоза серии ТЭ1. М.,
Трансжелдориздат, 1949, 104 с.
18 Результаты испытания тепловоза ТЭЗ. М., Трансжелдориздат, 1957. 168 с.
(Труды ЦНИИ МПС, вып. 142).
19. Методы покрытия пиков электрической нагрузки. М., Изд-во Академии
наук СССР, 1963, 527 с.
20. Жимерин Д. Г. Проблемы развития теплоэнергетики СССР.— «Тепло-
энергетика», 1968, № 8, с. 11 —13.
21. Friedrich К. Zufriedenstellende Betriebserfahrungen mit der ersten
Turbo-Dusellokomotive der Deutschen Bundesbahn. Glasers Annalen, 1968, N 6
и N 10.
202
22. Schramm G. Betriebserfahrungen und Entwicklungsproblemme von Gas-
turbinenanlagen mit Schwerolverbrenung im Kraftwerkeinsatz. Energotechnik,
1968, N 7.
23. Шаргун Я., Петела P. Эксергия. M., «Энергия», 1968, с. 113—120.
24. Энергетика СССР. М., «Энергия», 1968, 144 с.
25. Выравнивание графиков нагрузки энергетических систем и выбор типа
электростанций для покрытия пиковых нагрузок. М., «Наука», 1968, 159 с.
26. X а з е н М. М. К выбору экономичного турбогенератора с отбором пара.
Труды МТЭИ, 1955, № 2, с. 86—100.
27. Подвижной состав железных дорог с газотурбинной тягой. «Железнодо-
рожный транспорт», 1967, № 10, с. 17.
28. Непорожний П. С Труженики электрического океана. «Наука и
жизнь», 1974, № 5, с. 16—17.
29. Г и б ш м а н А. Е. Технико-экономическая эффективность скоростей дви-
жения поездов. Труды МТЭИ, 1955, № 2, с. 63—72.
30. X а з е н М. М. Коэффициент холостого хода локомотивной ГТУ. Изве-
стия МВО и ССО СССР. — «Энергетика», 1972, № 7, с. 74—78.
31. Симеон А. Э. Газотурбинный наддув дизелей. М., Машгиз, 1958, 245 с.
32. Андрющенко А. И., Змачинский А. В., Понятов В. А. Опти-
мизация тепловых циклов и процессов ТЭС. М., «Высшая школа», 1974, с. 5—49.
33. Ростовский К. И. С маркой Коломенского завода. — «Наука и
жизнь», 1975, № 2, с. 2—12.
34. Колдаев М. В. и др. Технология применения жидкого аммиака. М.,
Россельхозиздат, 1971, с. 86—96.
35. Бартош Е. Т. Газовая турбина на железнодорожном транспорте. М.,
«Транспорт», 1972, 139 с.
36. Эксергетический метод и его приложения. Под ред. В. М. Бродянского.
М., «Мир», 1967, с. 135.
37. А к с е л ь б а н д А. М. Судовые энергетические установки. М., «Судо-
строение», 1970, с. 445—452.
38. Пособие теплоэнергетику железнодорожного транспорта. Под ред.
В. С. Молярчука. М., «Транспорт», 1973, 391 с.
39. X о м и ч А. 3., Тупицын О. И., Симеон А. Э. Экономия топлива и
теплотехническая модернизация тепловозов. М., «Транспорт», 1975, 261 с.
ОГЛАВЛЕНИЕ
От автора 5 . . . , 3
Глава I
Общие сведения о теплоэнергетических
установках локомотивов
§ 1. Основной физический процесс теплоэнергетической установки локо-
мотива ..............................................................3
§ 2. Ступени преобразования теплоты в работу ........................7
Глава II
Основы методики изучения
термодинамического процесса
локомотивной энергетической установки
§ 3. Эксергия . ? ..................................10
§ 4. Приложения эксергии к изучению термодинамической эффективности
процессов локомотивной установки . .......................12
§ 5. Примерные расчеты балансов эксергии............................21
§ 6. Эксергетические балансы локомотивных двигателей................30
Глава III
Общая характеристика генерирующих
установок и энергетические показатели
электрической тяги
§ 7. Источники электроснабжения электрифицированных железных дорог. 34
§ 8. К. п. д. паротурбинной конденсационной электростанции .... 39
§ 9. Тепловые электроцентрали (ТЭЦ) ................................41
§ 10. Гидравлическая электростанция.................................47
§ 11. Энергетические показатели электрической тяги..................48
Глава IV
Общая характеристика генерирующих установок
и энергетические показатели
автономной локомотивной тяги
§ 12. Тепловозный дизель............................................56
§ 13. Расход топлива тепловозными дизелями на нерасчетных режимах
работы..............................................................66
§ 14. Примеры расчета расходов топлива при работе тепловозного дизеля
на холостом ходу . * * s 77
204
§ 15. Зависимость коэффициента холостого хода от числа о=цм2 ... 86
§ 16. Энергетические показатели тепловозной тяги.....................89
§ 17. К. п.д. локомотивной тяги как показатель сравнительной оценки
энергетического уровня...............................................94
§ 18. Локомотивный газотурбинный двигатель...........................97
§ 19. Расход топлива при нерасчетных нагрузках и частотах вращения
локомотивных ГТД....................................................105
§ 20. К. п.д. газотурбинной тяги....................................113
§ 21. Характеристики осевого компрессора локомотивной ГТУ при изменен-
ной частоте вращения................................................117
§ 22. Влияние степени регенерации на к. п. д. локомотивного газотурбин-
ного двигателя......................................................130
§ 23. Расход топлива на измеритель перевозочной работы при газотурбин-
ной тяге............................................................133
§ 24. Газотурбинный двигатель — силовой агрегат турбопоезда для высо-
коскоростного движения .............................................135
§ 25. Газовая турбина — агрегат для снятия пиковых нагрузок локомотива 137
§ 26. Расчет и анализ эксергетического баланса двухвальной локомотивной
газотурбинной установки ..............................139
Глава V
Расход топлива
автономными локомотивами
при нерасчетных режимах работы
§ 27. Расход топлива локомотивом во время стоянки...................148
§ 28. Расход топлива во время одиночного перемещения локомотива . . 150
§ 29. Расход топлива на рабочем режиме локомотива , ... 151
Глава VI
Оценка тепловой экономичности
автономного локомотива
для ожидаемых условий его работы
§ 30. Общие сведения................................................153
§31. Определение среднегодового удельного расхода топлива для автоном-
ного локомотива.....................................................154
§ 32. Оценка тепловой экономичности локомотива по ожидаемым режим-
ным условиям работы локомотивного двигателя.........................158
Глава VII
Вопросы экономической эффективности
энергетической установки локомотива
§ 33. Экономическая характеристика энергетической установки автономного
локомотива по режиму работы.........................................161
§ 34. Оценка экономической эффективности различных видов тяги . . . 169
§ 35. Сравнение технико-экономической эффективности тепловоза и газо-
турбовоза .................... , t g е 171
205
§ 36. Вопросы экономической эффективности электрической тяги по рас-
ходу электроэнергии ................................................ 181
§ 37. К выбору относительной расчетной мощности локомотивного двига-
теля ................................................................182
§ 38. К определению к. п. д. для сравнительной оценки эффективности ло-
комотивов ...........................................................186
§ 39. К определению эффективности утилизации тепла отработавших газов
локомотивного газотурбинного двигателя для теплоснабжения поезда 189
§ 40. Автономный бинарный локомотив...................................195
Список использованной и рекомендуемой литературы......................202
Моисей Михайлович Хазен
ЭНЕРГЕТИКА ЛОКОМОТИВОВ
Рецензент Л. Г. Мурзин
Редактор М. П. Сазонова
Обложка художника А. А. Медведева
Технический редактор Н. И. Первова Корректор Г. И. Попова
ИБ № 920
Сдано в набор 21/VII 1976 г.
Бумага 60Х90’/1б, тип. № 2
Тираж 1700 Т-04004
Зак. тип. № 1122
Подписано к печати 25/1 1977 г.
Печ. л. 13 Уч.-изд. л. 14,06
Изд. № 1-3-1/1 № 7108
Цена 85 коп.
Изд-во «ТРАНСПОРТ», Москва, Басманный туп., 6а
Московская типография № 4 Союзполиграфпрома
при Государственном комитете Совета Министров СССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли,
г. Москва, И-41, Б. Переяславская ул., дом 46