значительного увеличения числа оборотов коленчатого вала, во избе жание недопустимого роста сил инерции движущихся деталей.
Впервые идею двигателя внутреннего сгорания высказал С. Карно в 1824 г., Н. Отто в 1877 г. построил газовый двигатель, принцип дейст вия которого сохранен до настоящего времени у газовых, керосиновых
ибензиновых двигателей.
Р.Дизель в 1893 г. предложил другой принцип осуществления газо воздушного цикла.
В1899 г. в России стали изготовлять дизели, работающие на нефти.
В Петербурге в 1901 г. на Путиловском заводе инженер Г В. Тринклер построил бескомпрессорный двигатель, работающий по смешанному циклу. *>
В связи с грандиозным ростом потребления энергии в СССР основ ными тепловыми двигателями, служащими для покрытия потребности в электрической и механической энергии, являются паровые и газовые турбины.
Глава 30
ПРИНЦИПЫ РАБОТЫ ПАРОВЫХ
ИГАЗОВЫХ ТУРБИН
Впаровых и газовых турбинах превращение тепла в механическую работу осуществляется в результате двух процессов. В первом процессе пар или газ (рабочее тело) от начального состояния до.конечного рас
ширяется в соплах или насадках и приобретает большую скорость, во втором кинетическая энергия движущейся струи превращается в меха ническую работу. На рис. 30-1 изображена принципиальная схема рабо ты турбины. В сопле 1 рабочее тело расширяется и приобретает боль шую скорость. Поток плавно направляется йа изогнутые стальные пла стины 2, называемые лопатками. Лопатки установлены на внешней по верхности диска 3. С наружной стороны лопатки скреплены отрезками полосовой стали 5, которые называют бандажом. На лопатках скорость струи рабочего тела изменяет свою величину и направление, вследствие чего возникают воздействующие на лопатки силы давления, приводящие во вращение диск3 и вал 4, на котором он насажен. При этом вал 4, сое диненный с машиноц-орудием, совершает механическую работу. Диск
слопатками и валом называют ротором. Один ряд сопел и один диск
слопатками носит название ступени.
Турбины, у которых расширение рабочего тела от начального до конечного давления происходит в соплах, а лопатки служат для превра щения кинетической энергии струи в механическую энергию вращения вала ротора приводимой в действие машины, называют активными.
Существуют турбины и другого типа, у которых расширение рабо чего тела происходит в каналах между лопатками ротора. В этом слу чае ротор вращается в результате реактивного действия струи, анало гичного струйному действию, вызывающего, например, полет ракет. По чисто реактивному принципу работают только радиальные турбины (см. стр. 348). Однако реактивными называют турбины, у кото рых рабочее тело расширяется в соплах и между лопатками ротора при мерно в равных долях по теплопадению.
Турбины, у которых 10—15% теплопадения превращается в кинети ческую энергию между лопатками ротора, относят к активным.
о/= ( ^ = 9 у2Н0 м/сек,
(30-1)
где величина Н0 выражена в дж/кг.
мости от высоты сопла^^ачальной °"ределяют по графикам в зависи- 9=0,95-^0,99. " начальной скорости рабочего тела. В среднем
Рис. 30-2. Изображение процесса расширения рабочего тела в ступе ни на диаграмме 5'--*:
|
йо—располагаемое теплопаденне; й0|—располагаемое |
теплопадение в сопле; |
|
й —потерн в сопле; |
используемое теплопадение в сопле; й1—используе |
|
мое теплопадение в сопле с учетомначальной скорости рабочего тела; й0?—рас |
|
полагаемое теплопаденне в лопатках; йд—потери на лопатках; ^—используе |
|
мое теплопадение на |
лопатках; й0 —полезно использованное теплопаденне; |
|
с^/2000 —начальная |
кинетическая энергия; |
д0/о—параметрыторможения |
|
Уменьшение скорости рабочего тела влечет за собой |
потерю кине |
тической энергии, равную |
|
|
|
|
|
К = К (1 —Фа) = Сс К дж/кг, |
|
|
|
(30-2) |
где |
Нс=1—92—представляет собой |
ранее |
введенный |
в |
формулу |
|
(10-22') коэффициент потери энергии |
в |
сопле. |
Формула (30-2') приведена для случая, когда скорость потока перед соплом незначительна и ею можно пренебречь. Если скорость потока ра бочего тела перед соплом равна или превышает 50 м/сек, то кинетиче
скую энергий) у- потока следует учитывать. Принято считать, что
в этом случае расширение рабочего тела происходит от так называемых параметров торможения (или полных параметров), т. е. параметров, которые возникли бы, если бы поток рабочего тела, перемещающийся
со скоростью со, затормозить до нуля. При этом его энтальпия повысится до
1'о= 1° + -Щ-кдж1кг-
Наиболее просто и практически достаточно точно полные парамет ры рабочего тела определяют графическим путем, как это показано на
Рис. 30-3. Схемы расширяющихся и суживающихся сопел: а —расширяющиеся сопла; б —суживающиеся сопла
рис. 30-2. Основная изоэнтропа АС, отображающая теоретический про цесс расширения, надстроена вверх на величину АА1=с*12000 и точка
А' характеризует полные параметры рабочего тела I*;, р*0 и |
(Для |
определения величины |
на диаграмме з—1должны |
быть |
нанесены |
изохоры). |
|
случае с учетом |
Располагаемое теплопадение в рассматриваемом |
начальной кинетической энергии потока соответственно возрастает до Н\ Под располагаемым теплопадением в данном случае понимают
разность энтальпий рабочего тела в начале и конце его изоэнтропного (адиабатного) расширения, т. е. когда этот процесс протекает безо всяких потерь и сообщения рабочему телу тепла или отвода тепла от него. Часть кинетической энергии, теряемой в пределах сопла Лс, при отсутствии теплообмена с внешней средой превращается в тепло, вос принимаемое рабочим телом, и поэтому энтальпия его на выходе из сопла повышается. Процесс расширения рабочего тела будет протекать не изоэнтропно, а политропно. При относительно небольших перепадах давления рабочего тела политропа АВ' (рис. 30-2) близка к прямой.
В зависимости от величины отношения конечного давления к началь
ному р,/ро=Р сопла, как указано в разделе термодинамики, выполняют суживающимися (рис. 30-36), когда это отношение равно или больше критического, и расширяющимися (рис. 30-3,а), если оно меньше кри
тического.
Практически турбины сооружают с несколькими соплами, располо женными в виде групп, как это показано на рис. 30-3.
Сопла устанавливают часто не по всей окружности диска. Отноше ние части длины окружности, занятой соплами, к длине всей окружнос
ти, на которой расположены сопла, называют степенью парциальности (е):
(30-3)
где й—средний диаметр окружности, на которой расположены сопла; т —длина дуги по окружности диаметром йузанятая соплами.
Оси сопел наклонены под углом а] к плоскости вращения диска ро тора. Поэтому они имеют так называемый косой срез (рис. 30-3).
В случае, если сопло выполнено суживающимся и в сечении йе ус танавливается критическое давление, поток рабочего тела, движущийся
около й, сразу перемещается в пространство, где давление р\<р^; по ток, перемещающийся близ е до выхода в пространство с давлением ри должен переместиться на величину е{. На этом пути рабочее тело допол нительно расширяется и приобретает скорость, превышающую критиче скую. Таким образом, в косом срезе происходит увеличение скорости с с\ до с\ и изменение ее направления. Изобары в косом срезе от сече
ния йе до сечения й} будут направлены приблизительно по радиусам из центра в точке й, как это показано на рис. 30-3 пунктирными линиями.
ПРЕОБРАЗОВАНИЕ ЭНЕРГИИ НА РАБОЧИХ ЛОПАТКАХ ТУРБИНЫ И ПОТЕРИ В СТУПЕНИ
Практически в турбинной ступени расширение рабочего тела от на чального до конечного давления происходит как в соплах, так частично и в каналах между рабочими лопатками. В общем случае все распола гаемое изоэнтропное теплопадение (рис. 30-2) от начального состояния рабочего тела (точка Л, а если учитывать начальную скорость точка Л'), до конечного (точка С) может быть разбито на две части: А'В= =Ло1 дж!кг, соответствующую изоэнтропному теплопадению в преде лах сопла, и ВС=к02дж/кг, соответствующую изоэнтропному теплопадеиию в пределах рабочих лопаток. Так как расширение рабочего тела в соплах сопровождается описанными выше потерями Нс и поэтому про исходит по политропе, действительное состояние рабочего тела после сопел будет характеризоваться точкой В\ а изоэнтропное расширение рабочего тела в каналах между лопатками— линией В'С'=Н'02.
Из рассмотрения диаграммы 5—I следует, что с повышением давле ния рабочего тела изобары становятся более крутыми. Поэтому Н’02 не
сколько больше. Но2, но в большинстве случаев при малых теплопадениях можно принять, что Н’02 «Л02. Отношение изоэнтропного теплопадения
Аог на лопатках к общему изоэнтропному |
теплопадению Н'0У |
равному |
' *2а* Т*е* |
|
(30-4) |
^02^0 == Рреакт* |
турбины. |
называют степенью реактивности |
рабочих |
Рассмотрим изменение движения потока рабочего тела на |
лопатках. |
|
|
Скорость потока после сопла составит |
|
|
2й;(1- Ррсакт)
при условии, что Ао! и Аг0 выражены в дж/кг.
Пусть угол наклона потока к плоскости вращения диска будет ра вен а! (рис. 30-4). Если скорость вращения диска составляет п об/мин, а диаметр окружности по серединам рабочих лопаток равен йср, то сред
няя окружная скорость лопаток будет равна
и ——срП- м1сек. |
(30-5) |
60 |
|
Применяя геометрическое вычитание из абсолютной скорости С\ по тока окружной скорости и, получим относительную скорость Ш1 входа потока на лопатки. Из треугольников скоростей следует, что
ау, = ус].+ и2—2с, и соза, м/сек. |
(30-6) |
Из треугольника скоростей следует также, что угол (З1, под которым относительная скорость ы)\ входа потока на лопатки направлена к пло: скости вращения диска, определяется соотношением
*ор,___ С15‘п а‘ . |
(30-7) |
сг со5 <хх—и |
|
При движении потока в каналах между рабочими лопатками ско рость его-может увеличиваться в результате частичного расширения
Рис. 30-4. Треугольники скоростей рабочего тела для ступе ни турбины:
о—сопла; 6 —лопатки: о —совмещенны треугольники скоростей пара
(степень реактивности больше нуля). В этом случае, если не учитывать потери (т. е. при изоэитропном расширении), для определения теорети ческой относительной скорости т2г рабочего тела при выходе из лопаток служит формула
+ 2/.ю= ш|(, или сучетом формулы (30-6)
= V Ш1+2Рр««тК м/сек. |
(30-8) |
Угол р2выхода рабочего тела по отношению к плоскости вращения диска выбирают обычно, пользуясь соотношением
Ра == Р1 —(1°-г- Ю°). |
(30-9) |
Обычно лопатки компонуют таким образом, чтобы в их пределах происходил небольшой перепад давления, сообразно с чем каналы меж ду ними делают суживающимися. Углы 01 и р2 выбирают так, чтобы обеспечивались безударные вход потока рабочего тела в межлопаточ
ные каналы и выход его из них. |
рабочего тела |
У действительной турбины относительная скорость |
при выходе ш2 оказывается меньше теоретической |
из-за потерь |
влопаточном канале, возникающих вследствие трения частиц рабочего тела в пограничном слое канала и друг о друга, вихрей, образующихся
взазоре между соплами и лопатками, ударов о входную кромку ло
паток.
Уменьшение относительной скорости ы)21в результате этих потерь учитывается скоростным коэффициентом лопаток ф:
щ = фи*.
Величина потери энергии-в лопаточных каналах составляет
(30-10)
где = — —1—коэффициент потери энергии
Скоростной коэффициент ф при расчетах Определяют с достаточной точностью по графикам в зависимости от угла поворота рабочего тела в канале между лопатками (т. е. от р1 и р2) и от скорости и>2. В среднем
ф изменяется в пределах 0,90—0,96:
Абсолютную скорость с2 при выходе потока рабочего тела из лопа точных каналов находят геометрическим сложением относительной ско
рости т2 с окружной скоростью и |
(см. рис. 30-4) или аналитически |
с2 = |
+ и2 — 2щы'со5р2. |
(30-11) |
Для удобства рассмотрения изменения скорости потока рабочего тела и его направления входные и выходные треугольники скоростей
обычно строят из одной точки, как это показано на рис. 30-4,в.
Кинетическая энергия потока при выходе из лопаток в одноступен чатой турбине не может быть полезно использована и представляет со бой так называемые выходные потери. Эти потери равны
квж сЦ2000кдж/кг. |
(30-12) |
Из рассмотрения треугольников скоростей на рис. 30-4 следует, что при неизменном значении абсолютной скорости с\ и угла ее наклонас^,' но при переменной окружной скорости и величина и направление абсо лютной выходной скорости с2 будут изменяться и с2 достигнет миниму ма, когда она будет направлена под углом 90° к плоскости вращения диска. В общем случае скорость с2 и выходные потери будут зависеть
от отношения окружной скорости к абсолютной при выходе из сопла, т. е. от величины щс\ = х.
Если для случая, когда вектор выходной скорости с2 направленпод прямым углом к скорости вращения и, построить.треугольники скоро-
ззз
стей, приняв, что ^01 = /_р2 и шх= т2%то из них легко вывести* что наибольшее значение к.п.д. будет при
Для определения усилий, действующих на лопатки одной ступени турбины к движущемуся потоку рабочего тела, применяют основной закон механики о равенстве импульса силы приращению количества
движения: |
|
Р = (сх- с у)М, |
(30-14) |
где 'Я — сила, действующая на лопатки одной ступени, «; сх и су—начальная и конечная скорости движения рабочего тела,
м1сек; М—массовый расход рабочего тела, кг!сек. Ниже принимается,
чтоМ = 1кг!сек.
Выведенные ранее значения абсолютной скорости схрабочего тела при входе в лопатки и с2 при выходе из них не совпадают с направле нием окружной скорости и лопаток. Поэтому для определения усилия Я«, вращающего ротор, следует в формуле (30-14) принять проекции
скоростей сХии с2и |
(рис. 30-4) на направление окружной скорости,т. е. |
Ри = С1и — с2ин. |
(30-15) |
Секундная работа на лопатках (мощность), развиваемая потоком, со
ставит |
^ |
1о.п = и?и —и(с1а —сга) вт. |
(30-16) |
Пользуясь треугольниками скоростей, изображенными на рис. 30-4, можно определить величины скоростей сХии с2и; принимая направление скоростей справа налево за положительное, получим:
С1и = С1С08 ®1 =* И+ Щ СОЗ Рх; |
|
(30-17) |
с2и = —с2 созаа = и — созра. |
|
(30-18) |
После подстановки значений С\и и с2и |
из формул (30-17) и |
(30-18) |
в формулу (30-16) при использовании.зависимостей |
|
щ соз |
= с±соза!—и |
|
|
и ®3 = |
= ф(с2 созах — и)/созрь |
|
|
для активныхтурбин получим |
|
|
Ьо.л —и |
созаг —•и) (1 + ф созр2/созрх) вт. |
(30-19) |
Располагаемая энергия составляет, |
|
|
V - (с;//2 = с\К т вт, |
|
(30-20) |
где с'и — абсолютная теоретическая |
скорость входа рабочего тела |
в межлопаточные каналы. |
|
|
Отношение получаемой на лопатках полезной работы Д0.л к распо лагаемой Ь0 называют относительным к. п. д. ступени турби ны на лопатках:
Ло.л - Аьл1К |
(30-21) |
Подставляя в формулу (30-21) значения 1ол и Ь0 из формул |
(30-19) и (30-20), получаем |
|
Ло.л = 2<р2 (1 + ф созР2/созрх)(созаг — х)х. |
(30-22) |
Из этого выражения следует, что при х = 0 и х = созщ относи тельный к.п.д. ступени активной турбины т]0.л обращается в нуль.
На основе формулы (30-13) с известным приближением для актив ной турбины можно считать, что минимальные потери с выходной ско ростью получаются в случае, если х = и/С[ = соза\12. Подставляя это значение в формулу (30.22), получим максимальное значение к. п. д. для одной ступени:
К ” = ^'со8“| (* + ’1>созЭ2/С03 р,). |
(30-22') |
Формула (30-22') приблизительная, так как потери с выходной ско ростью частично могут быть использованы у многоступенчатых турбин в последующих ступенях. Зависимость т]0.л от х для активной ступени
Рис. 30-5. Зависимость относительного и внутреннего коэффициен тов полезного действия на лопатках ступени активной турбины от х.
без использования выходной скорости рабочего тела показана на
рис. 30-5.
В ступени активной турбины наблюдаются тепловые потери, проис ходящие и по другим причинам, а именно потери на вентиляцию, натре ние, 'концевые и от внутренних утечек. Потери на вентиляцию возника ют вследствие того, что при парциальном подводе рабочего тела лопат ки, вращающиеся в пространстве, свободном от сопел, начинают работать как лопатки вентилятора и перекачивать рабочее тело из за зора с одной стороны диска в зазор с другой его стороны, на что беспо лезно затрачивается работа; эти потери можно уменьшить, установив
защитные кожухи вокруг лопаток (см. 6 на рис. 31-1).
Потери на трение возникают в результате трения частиц рабочего тела, находящихся в зазорах между диском и корпусом, об их стенки
и |
создания вихревых движений этих частиц. |
Потери на вентиляцию |
и |
трение интенсивно растут при увеличении х= |
и{с\ (рис. 30-6), особен |
но у турбин с малой степенью парциальности.
В результате парциального подвода пара к рабочим лопаткам ка налы между ними, по их выходе за пределы соплового аппарата, запол няются находящимся в ступени застойным паром, который при последу ющем подходе этих каналов к Сопловому аппарату вытесняется паром,
к0—располагаемое теплопадение; Ар—потери в распредели тельных устройствах;'Ас—потери в сопле;- Ал—потери в лопат ках; Атв—потери на трение н вентиляцию; Ау—потери от уте чек, Ак—концевы потери; Ав—потери с выходной скоростью; Ав.п—потери в выходномпатрубке; Дрв.„ =Р2—Рв.„—потери давления на дросселирование в выходномпатрубке (процесс ВС); к'[—использованное,теплопадение; А,,—'тепло «торможе
ния»; го-—полная энтальпия пара
истекающем из сопел. Часть кинетической энергии истекающего пара непроизводительно затрачивается, на работу выталкивания застойного пара и является поэтому потерей. Эти потери называют концевымиили потерями на «выколачивание». На графике, иллюстрирующем потери в турбине (рис. 30-6), эти потери присоединены ж потерям на трение
ивентиляцию.
Врезультате перетекания не совершающего работы рабочего тела по внутренним зазорам турбин возникают так называемые потери от
утечек. Величина их зависит от перепада давления в зазоре и его пло щади.
У паровых турбин в ступенях, где протекает влажный пар, возни кают потери, обусловленные тем, что в процессе расширения степень влажности пара возрастает и частицы влаги укрупняются, образуя кап ли. Поскольку абсолютная скорость движения капель воды при выходе
из сопла меньше, чем скорость пара, относительная скорость капель во
