Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:патенты / Сборник патентов_5115
.pdf
Согласно общепринятой практике, существовавшей до настоящего открытия, воздуходувки этого типа с
рабочими колесами, имеющими два полых лопасти, обычно проектировались со стандартными валами и
подшипниками для каждого диаметра шестерни, так что стандартные элементы, т. е. рабочие колеса, валы,
подшипники, зубья шестерен и т. д., были способны передавать заданную нормальную мощность за оборот.
Также длина рабочих колес изменялась обратно пропорционально давлению, против которого работает
воздуходувка. То есть, для работы при низком давлении допускалось использование осесимметрично
длинных рабочих колес, а по мере увеличения требуемого давления эти рабочие колеса осесимметрично
укорачивались, чтобы поддерживать приблизительно ту же мощность за оборот, то же общее давление на
рабочие колеса, подшипники, шестерни и т. д.
В соответствии с этой практикой, укорачивание рабочих колес для работы под высоким давлением
уменьшало их массу и, следовательно, уменьшало значение их инерции, тогда как, согласно нашему
изобретению, масса более коротких рабочих колес относительно их длины увеличивается, а значение их
инерции сохраняется или увеличивается. Поскольку, согласно настоящему открытию, более короткие рабочие
колеса для более высоких давлений значительно тяжелее, чем прежде, значение их инерции будет
достаточным для того, чтобы практически устранить нежелательное циклическое ускорение ведомого
рабочего колеса и предотвратить разрыв приводного контакта шестерен, что само по себе обеспечивает
дополнительную скорость, которая, в свою очередь, увеличивает значение инерции рабочих колес.
При наличии достаточной массы, пропорциональной давлению, которое должен создавать воздуходувка,
рабочие колеса 120, разумеется, следует разогнать, чтобы получить выгоду от данного изобретения.
Конструкция должна быть такой, чтобы, зная желаемый объем и давление подачи, пропорции рабочего
колеса определялись на основе большого значения инерции рабочего колеса, причем это значение инерции
должно быть функцией скорости и массы, причем масса должна быть относительно большой и достаточной
при принятой скорости 130. По мере продвижения ведомого рабочего колеса давление в шестерне и
эффективное сопротивление движению ведомого рабочего колеса увеличиваются, и по мере продвижения
ведомого рабочего колеса вперед за счет зубчатой передачи вал ведомого рабочего колеса между рабочим
колесом и шестерней скручивается. Когда ведомое рабочее колесо достигает точки, где его сужение
находится в соединении с вершиной ведущего рабочего колеса, давление в шестерне и сопротивление...
Поступательное движение ведомого винта достигает своего максимума.
Сразу после этого выступающий конец ведомого рабочего колеса отрывается от корпуса, и давление на
стороне давления системы попадает в поступающий выходной канал между рабочим колесом и корпусом,
вызывая тем самым внезапное выравнивание давления, и сопротивление движению ведомого рабочего
колеса вперед уменьшается до тех пор, пока выступающий конец ведомого рабочего колеса не окажется в
соединении с перемычкой ведущего рабочего колеса, после чего давление и сопротивление движению
ведомого рабочего колеса вперед возвращаются к минимуму. В течение этого периода уменьшения крутящего
момента рабочего колеса скручивание вала ведомого рабочего колеса между этим рабочим колесом и его
шестерней соответственно уменьшается, причем это уменьшение вступает в силу довольно быстро после
попадания давления в только что упомянутый поступающий выходной канал, и чем легче рабочее колесо, тем
быстрее будет снято скручивание его вала.
Скручивание вызывает или имеет тенденцию вызывать ускорение приводного вала, поскольку использует
энергию, передаваемую раскручивающимся валом, и это ускорение вызывает или имеет тенденцию вызывать
разрыв приводного соединения между зубьями шестерни.
В течение описанного выше периода работы ведомого рабочего колеса и его вала аналогичное воздействие
происходит и на ведущее рабочее колесо и его вал, но, поскольку циклы их работы разделены девяносто
градусами, совокупный эффект приводит к двукратному увеличению давления на несколько зубьев,
передающих максимальную мощность ведомому рабочему колесу, за один оборот, и, как следствие, к
усилению тенденции к разъединению приводного соединения между зубьями шестерни в момент
минимальной передачи мощности ведомому рабочему колесу.
Теперь станет ясно, что чем меньше значение инерции рабочих колес, тем больше будет ускорение
приводного колеса при прохождении пика его сопротивления движению вперед, и что, следовательно,
увеличение значения инерции рабочих колес уменьшит амплитуду их крутильных колебаний269,1507 4
-269,507, чтобы предотвратить нежелательные циклические угловые колебания рабочих колес.
Методы расчета изменения угловой скорости масс, подверженных колеблющемуся крутящему моменту,
можно найти в справочниках и учебниках инженеров, посвященных проектированию маховиков для
поршневых паровых двигателей.
Существует еще один явно полезный результат, достигаемый использованием рабочих колес с высокой
инерцией, который заслуживает внимания. Как только открывается каждый газоотводящий карман со стороны
подачи, или высокого давления, в этом кармане происходит внезапное повышение давления, и это
повышение давления, воздействуя на всю боковую поверхность рабочего колеса, наносит ему сильный удар
перпендикулярно его оси и в сторону сопряженного рабочего колеса. Если рабочее колесо легкое, как это
было принято ранее, оно фактически смещает рабочее колесо и его вал вбок, причем величина этого бокового
смещения определяется люфтом подшипников, гибкостью опор подшипников и гибкостью рабочих колес и
валов. Если же более короткие рабочие колеса для более высоких давлений сделаны сплошными или почти
сплошными, а более крупные рабочие колеса — достаточно тяжелыми, то их повышенная инерция не только
эффективна в качестве сопротивления колебаниям угловой скорости, но и оказывает благотворное влияние.
В качестве сопротивления вышеупомянутым боковым смещениям, вызванным внезапным ударом давления,
поступающего в единственный входящий карман, это боковое смещение рабочего колеса и его вала крайне
нежелательно, поскольку делает практически невозможным поддержание плотной набивки вокруг вала, если
такая конструкция используется в качестве насоса и если утечка вокруг вала недопустима. Это боковое
отклонение вала также приводит к неравномерному боковому износу подшипников скольжения, что изменяет
расстояние между центрами шестерен и вызывает нерегулярную и шумную работу шестерен.
Прилагаемые чертежи иллюстрируют данное изобретение. Фиг. 1 — это поперечный разрез воздуходувки или
газового насоса, предназначенный для схематического изображения рассматриваемого типа конструкции;
Фиг. 2 — это горизонтальный разрез, проходящий только через два элемента изобретения; Фиг.
3 На фиг. 4 изображен фрагментарный вид двух зацепляющихся шестерен с гибкими зубьями,
предназначенных для использования в связи с нашим изобретением, 60, а на фиг. 4 показан вид,
аналогичный фиг. 3, демонстрирующий другую форму податливого зуба; фиг.
На рисунке 7 представлена удобная вычислительная схема для определения желаемой формы зубьев
шестерни, на рисунке 6 — схема адиабатического сжатия, а на рисунке 7 — схема рабочего колеса.
На чертежах 10 обозначен корпусом, 11 и 12 — валами рабочих колес, 13 и 14 — лопастными рабочими
колесами, расположенными друг напротив друга, 15 — входным отверстием, 16 — выходным отверстием, а
20, 21 — соединительными шестернями. На рис. 4 желаемая гибкость зубьев достигается путем радиального
надреза каждого зуба, как показано на рис. 25.
За исключением описанного выше значения инерции рабочих колес 75 и уменьшенного зазора между ними,
эти элементы имеют общую форму, общеизвестную в данной области техники, а конкретные контуры рабочих
колес могут значительно варьироваться в соответствии с общеизвестной практикой. Однако относительно
короткие рабочие колеса показаны сплошными, поскольку на практике в соответствии с нашим изобретением
эти рабочие колеса должны иметь очень высокое значение инерции, и наиболее удобный способ 85 получить
такое высокое значение инерции — сделать их лопасти сплошными или почти сплошными.
Нам известно, что жидкостные насосы рассматриваемого типа изготавливались с рабочими колесами,
имеющими сплошные лопасти, но скорость вращения таких насосов была слишком низкой для развития
инерционных характеристик рабочих колес в зависимости от более высокой скорости вращения.
Наше изобретение не распространяется на насосы этого типа, предназначенные для перекачивания
жидкостей, поскольку работа таких насосов на высоких скоростях становится разрушительной для насоса
из-за веса и несжимаемости жидкостей.
Увеличение эффективности сжатия на 100% при высокоскоростной работе воздуходувки или насоса
рассматриваемого типа становится очевидным из анализа рис. 6, на котором показаны зависимости давления
и объема, а также процент хода нагнетания, необходимый для сжатия газов до заданных давлений
нагнетания. Следует отметить, что чем выше давление, против которого работает воздуходувка, тем больше
процент хода, необходимый для создания необходимого давления. В процессе работы газ, перекачиваемый
из области более низкого давления в область более высокого давления, подается последовательно
небольшими объемами, и при низкой скорости газ при более высоком давлении расширяется назад в
единственный поступающий подающий карман на ранней стадии периода сжатия, и поэтому рабочие колеса
должны совершать свой ход против полного давления нагнетания.
Из изучения этих соотношений очевидно, что чем выше давление, при котором работает воздуходувка, тем
выше должна быть скорость, чтобы воспользоваться инерцией газа и достичь сжатия каждого объема
нагнетаемого газа до того, как газ в нагнетательной линии успеет преодолеть свою инерцию. И 130 269,507 5
расширяются назад в нагнетательный карман. Благодаря такому действию эффективность сжатия
воздуходувки при более высоких давлениях значительно возрастает. Возьмем, например, воздуходувку,
работающую против давления -10 фунтов на квадратный дюйм. Следует отметить, что среднее эффективное
адиабатическое давление при сжатии до 101 фунта составляет 8 271 фунт. Если работает воздуходувка с
низкой скоростью вращения против давления -10 101 фунт, среднее эффективное давление на рабочие
колеса всегда будет приблизительно равно 40 фунтам, но если воздуходувка спроектирована таким образом и
При такой скорости, которая позволила бы достичь приблизительно адиабатического сжатия, среднее
эффективное давление составило бы всего 8271 фунт, что привело бы к экономии мощности на 17,3
процента.
Высокая скорость вращения импеллеров также значительно повышает объемную эффективность.
Величина проскальзывания газа между самими импеллерами, а также между импеллерами и корпусом,
разумеется, зависит от длины линий контакта или утечек и величины зазора между импеллерами и между
импеллерами и корпусом. При любом заданном давлении общее количество проскальзывания представляет
собой фиксированный объем за заданное время, и, следовательно, объемный КПД будет значительно
увеличен за счет использования меньшего по размеру воздуходувки с более короткими линиями утечки и
меньшими зазорами, если эта меньшая воздуходувка может работать на более высокой скорости, чем это
было доказано ранее.
Было установлено, что при обеспечении рабочих колес с высоким значением инерции могут быть получены
дополнительные преимущества за счет использования соединительных зубчатых передач, имеющих зубья,
гибкость которых в степени, равной или существенно равной неизбежным отклонениям от теоретической
точности существующих зубчатых передач по форме зубьев, расстоянию между зубьями и способу крепления.
-45 Насколько нам известно, наиболее подходящей формой зуба для этой цели является зуб инволютивной
или эпиклоидной формы (включающий часть ATB, рис. 5), поддерживаемый подкорневым элементом (ABDC,
рис. 5), который является частью хорошо известной консольной балки (CAXMYBD, рис. 5).
Приблизительно равномерная прочность, при которой.
Сечение AB балки равно сечению AB у основания зуба, точка M находится внутри вершины зуба. Что касается
формы зуба, то та часть зуба, которую можно назвать рабочей частью зуба, т.е. вершина и впадина зуба,
часть выше линии AB, выполняется в соответствии с общими правилами проектирования при изготовлении
зубьев эвольвентного или циклоидального типа, при этом радиальная протяженность вершины и впадины
зуба определяется конструктором в соответствии с количеством зубьев, которые, как он ожидает, будут
соприкасаться одновременно (предпочтительно не менее трех пар зубьев, постоянно находящихся в
контакте). Линия LL на рис. 5 — это линия O, указывающая на угол зацепления, произвольно выбранный
конструктором.
Конструкция этого зуба должна быть такой, чтобы под нагрузкой он мог деформироваться на величину,
существенно равную его максимальному отклонению от теоретической точности как по форме, так и по
расстоянию между зубьями.
В форме, показанной на рис. 4, гибкость зуба достигается радиальным медиальным разрезом зуба 80. В
форме, показанной на рис. 5, участки CA и BD подкорневой части являются участками, очень близкими к
«па-раболам» CAM и DBM.
В шестернях описанного типа, когда они соединены между собой, по меньшей мере три зуба постоянно
находятся в контакте, при этом верхушки зубьев достаточно удлинены для достижения этого результата.
В процессе работы, когда шестерни такого типа используются для соединения двух лопастных роторов с
высоким моментом инерции, каждый зуб при вступлении в действие деформируется, компенсируя
собственные неточности формы и зазора, а также существует коактивная деформация между каждой парой
ведущих и ведомых зубьев, причем эта деформация имеет такой характер, что не передает колеблющихся
импульсов ведомой массе, тем самым способствуя более равномерному износу зубьев на протяжении всего
вращения.
Таким образом, еще одной целью нашего изобретения является объединение соединительных шестерен с
соответствующими гибкими зубьями с высокоскоростными инерционными рабочими колесами 15. Теперь
будет приведен числовой пример, указывающий на средства, используемые в типичных случаях для
определения значения инерции рабочих колес.
— Рабочие колеса воздуходувки, показанной на рис. 7 (рис. 110), должны получать энергию с постоянной
скоростью и совершать работу с переменной скоростью. Давление, против которого действуют рабочие
колеса, можно считать постоянным и равным давлению на выходе. Несбалансированная площадь
поперечного сечения рабочего колеса составляет минимум 1 м², когда рабочее колесо находится в
горизонтальном положении, и максимум, когда рабочее колесо находится в вертикальном положении.
Мы можем рассматривать OX и OA как два 120-градусных рычага, диаметрально противоположных друг
другу, при этом OX остается неподвижным, а OA изменяется как OA1, OA2, OA3 и т. д., по мере вращения
импеллера; результирующая сил этих рычагов, умноженная на расстояние 125, на котором они действуют,
будет представлять собой уравновешенную работу.
Предполагая единичное давление и единичную длину рабочего колеса, когда A перемещается от 1 до 269 507
i i 1 i i i i 6 269 507 2 работа OX = OX xox x 2 xrxx, количество оборотов рабочего колеса.
имея, повернув 1 ' одного 2 X x XX =(OX)2 X 06 i 54.
Работа OA в то же время O (O Al + 0 A 2) x (O Al + 0 A 2) x, -x rx 1 Для упрощения вычислений примем = OAI A,
что будет достаточно точным. Следовательно, работа OA = (OAI)2 - x 0654.
Поскольку A перемещается из 2 в 3, работа OX будет равна (OX)-x 0654, а работа OA будет равна ( O A 2)2 x
0654.
За половину одного оборота полная работа OX = 24 (OX)2 x 0654, а полная работа OA = l l(O Al) x 0654 l, l(O O
A 29) x 0654 l и т. д.
Значения OA, такие как OA, OA, OA, изменяются прямо пропорционально диаметрам шага для любого
рабочего колеса. Таким образом, если найти значения OA, OA, OA и т. д. для рабочего колеса с единичным
диаметром шага, можно умножить их на диаметр шага любого другого рабочего колеса, чтобы найти значения
OA, OA, OA для этого рабочего колеса. Рассмотрим теперь следующую таблицу.
Столбец 2 Столбец 3 Столбец 4 Столбец 5 Квадрат Столбца 3 Столбец 4 Столбец 2 умножить разделить на
0654 049 ox 75 562 0368} 75 OAI 75 562 75 0 A 2 73 533 712 0 A 3 69 476 635 0 A 4: 635 403 54 0 A 5 575 331 442
0 A 6 523 274 366 0 A 7 5 25 334 0 A 8 43 233 312 0 A 9 447 2 267 0 A 10 392 154: 206 O Все 333 111 1419 0 A 12
275 076 101 0 A 13 25 063 084 0 A 14 275 076 101 0 A 15 333 111 149 0 A 16 392 154 206 0 A 17 447 2 267 0 A 18
483 233 312 0 A 19 5 25 334 0 A 20 523 274 366 0 A 21 575 331 442 0 A 22 635 403 54 0 A 23 69 476 635 0 A 24 73
533 035 712 Всего: 7 269 Значения OA для шага 1" Диаметры указаны в третьем столбце приведенной выше
таблицы. 35-метровые машины приведены во втором столбце. Разница между работой OX в приведенной
выше таблице. Сумма этих значений и работы OA, или несбалансированная работа, возведенная в квадрат и
умноженная на квадрат работы, = l 24 ( O X)2 x 0654 l 1. Диаметр делительной окружности даст сумму l 7 269
(диаметр делительной окружности)2 x 04. Линия O (G Al)2, ( O A 2)2, ( O A 3)2 для любого рабочего колеса ( 75
x < диаметр делительной окружности) 40. Эта сумма = 7 269 x (диаметр делительной окружности)2. Как
показано для любого рабочего колеса, формула становится {E 24 x 56 x (диаметр делительной окружности)l l 7
269 x (диаметр делительной окружности) 2 l} x 0654 = 6 171 x (диаметр делительной окружности) 2 x 06,t 4.
2.
69,607 Поскольку несбалансированная энергия должна быть выражена в фунто-футах, конечное число
следует разделить на 12, а поскольку энергия должна попеременно поглощаться и высвобождаться,
необходимо умножить на 6, чтобы найти 2,76 энергии, которую должен компенсировать маховик.
Коэффициент 2760 — это процент несбалансированной энергии, которая должна попеременно поглощаться и
высвобождаться маховиком для преодоления колебаний энергии.
Этот коэффициент может быть получен путем построения рабочей диаграммы с использованием значений,
приведенных в таблице. Таким образом, энергия, которая должна быть поглощена или высвобождена = 6 171
x (диаметр делительной окружности)² x 0,64 <X 6 Длина рабочего колеса в дюймах x давление в фунтах =
0,008 x (диаметр делительной окружности)² x длина x esrc _Энергия, которая должна быть поглощена или
высвобождена. KWD V Marks Handbook, страница -775, -11,744, издание 1922 года.
K = коэффициент энергии или скорости, W - вес маховика = 231 x (диаметр делительной окружности)² x, D =
средний диаметр обода IIJ F 1.8 X (Диаметр делительной окружности Iam ' 2 L 12 X 2 j N=R P M 1.
K = 72 300 x Давление (диаметр шага)² x x R M 2 ' - Для того чтобы метод вычислений был понятен, мы
приводим здесь математический анализ для конкретного примера.
ТЕХНИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ПЕРЕДАЧ.
Диаметр шага = 26 дюймов.
Размер лица = 11 дюймов.
Скорость = 400 об/мин.
Нет зубов = 37 Три зуба всегда должны быть в контакте.
H.P., подлежащий передаче = 346 6 H P.
Линия скорости и шага 400 x 26 x 3 1416 12 = 2722 7 футов в минуту.
Загрузочный механизм 347 X< 30-100 л.
Нагрузка на зуб -2723 X 3 = -40 Is (приблизительно). Если нагрузка приходится на один зуб, 1400 X 3 P -= -"=
382 фунта на 1 зуб.
11 Зубы должны иметь эпициклоидальную радиальную форму или инволюту достаточной длины и формы,
позволяющую осуществлять желаемое отклонение.
В точке первоначального контакта в точке Т (рис. 5) давление зуба оказывается вдоль линии действия IL-L,
пересекающей центральную линию зуба в точке М. Расстояние 0,75" выбрано в качестве минимальной
безопасной длины боковой поверхности 55, которая обеспечит правильное функционирование зуба без
помех, и такая длина боковой поверхности, согласно принятым правилам проектирования, требует толщины
корня в точке AB 1040.
Круговой шаг = 2 2076 60 Толщина зуба = 2 = 1 1038.
Если построить параболическую кривую с точкой M в качестве вершины и расстоянием AB в качестве двойной
ординаты, она будет представлять собой консольную балку равномерной прочности 65°, при этом нагрузка
будет сосредоточена в точке M. Все участки за пределами параболической кривы будут представлять собой
избыточный материал. Если параболические кривые MXA и MYB продолжить, как показано на чертеже, до C
70° и ID, то участок A-B C D будет представлять собой участок равномерной прочности. Другими словами,
напряжения в волокнах, возникающие из-за изгиба в любом участке по всей длине A-B C-D, будут равны
напряжениям в волокнах в любом другом участке.
Следует отметить, что по мере удаления параболической кривой от вершины она приближается к прямой
линии, так что для всех практических целей стороны зуба 80° вдоль AC и Bl D могут быть подвергнуты
деформации. Математические расчеты, используемые для определения толщины (ci) подкорня «A», который
является двойной ординатой параболы 85°, в любом месте в пределах области равномерной прочности,
выглядят следующим образом:
Сначала рассчитайте максимальное напряжение в волокнах S(AB) в сечении AB.
S (AB) Me 90 M = изгибающий момент C-I/9 - толщина зуба в рассматриваемом сечении.
I = Момент инерции зуба в рассматриваемом сечении -95 M-= 382 x 1 S-4 = 702 88 d 1040 o 2 22 202 br 1 0403
L"'= 1 x = 0 09375.
12 12 703 XO 52 U O b prsur S(AB) _ 0 09375 o O b prsur inch 100 Следует отметить, что мы выбрали
наихудшее возможное условие, рассматривая всю нагрузку в 3821 фунт на 1 дюйм поверхности как
приходящуюся на один несовершенный зуб в точке его начального контакта. Это дает 105 S(AB)
максимальное значение. Теперь, чтобы найти толщину (di) на любом другом расстоянии (14) от вершины, мы
должны поддерживать максимальное напряжение в волокне S постоянным на уровне 3900 фунтов и решить
уравнение для (di) в 110. S=me :8 269,507 i M=WL, где W=нагрузка на 1 дюйм поверхности зуба = 3821 фунт.
L — длина балки.
bci 5 -12 b= 1.
2 --oc 26 WL 6 WL d 2 _ X 382 XL= 0588 L Уравнение I.
3900Задавая L различные значения, мы можем найти любое количество соответствующих значений для di и,
таким образом, построить параболические кривые.
Однако значения ci и L должны быть такими, чтобы обеспечить желаемую величину отклонения.
Теперь предположим, что нам требуется прогиб F, равный 0,00108, в зубе, рассматривая зуб как прямую
консольную балку с нагрузкой, сосредоточенной на свободном конце (M).
F=PL 3 P'= 382 фунта.
E = 15 000 000.
I__ b== 1.
-20 тогда F _ 382 XL 3 382 x 12 x L 3 Уравнение CIT) 4500,00 45,000,000 X 1 45,00,00 x 12 Теперь из уравнения
(I) d 2 = O 588 L Объединив (I) и (IT), получаем 25F = 12 X 382 XL 3/2 Euto II 45,000,000 X O45 Euto IT Теперь,
поскольку нам нужно отклонение 0,00108, 0,00108 s = 12 X 382 x L 312 45,00,000 X 0 45 L = 2 84.
ci_V O 588 x 284 1'6 L= 11292.
Таким образом, видно, что мы можем найти значения (ci) и L для любого желаемого отклонения.
Если зуб рассматривать как консольную балку равномерной прочности и с нагрузкой, сосредоточенной на
свободном конце, то F 2 XPL 3 = 2 PL 3 P 3 = x E 23 x Ex-1 Если зуб рассматривать как консольную балку
равномерной прочности и с нагрузкой, действующей на делительной линии.
8 N PL 3 F = 00005.
Следует отметить, что при решении уравнений (ci) и L можно использовать любую формулу отклонения.
Также приведенные чертежи и методы служат лишь иллюстрацией и не ограничивают проектирование или
конструкцию зуба, который по сути является зубом шестерни, имеющим часть равномерного зуба.
Описав и установив природу нашего изобретения и способ его осуществления, мы заявляем, что то, что мы
=== НАЧАЛО ФАЙЛА: patent_269508.txt ===
ССЫЛКА: https://translationportal.epo.org/emtp/translate/?ACTION=description-retrieval&COUNTRY=GB&ENGINE=
google&FORMAT=docdb&KIND=A&LOCALE=sq_AL&NUMBER=269508&SRCLANG=EN&OPS=ops.epo.org/3.2&T
RGLANG=ru
========================================
ОПИСАНИЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ GB269508A
[]
ПАТЕНТНАЯ СПЕЦИФИКАЦИЯ
" ^b E ^ Дата принятия Конвенции (Германия): 14 апреля 1926 г. V 3 U c Дата применения (в Соединенном
Королевстве): 22 марта 1927 г. № 7954/27.
Завершено; 17 ноября 1927 г.
ПОЛНАЯ СПЕЦИФИКАЦИЯ.
Усовершенствования в области перегрева пара в парогенераторных установках для пара высокого давления
и сильно перегретого пара, а также связанные с этим вопросы.
Мы, компания SCHMIDT'SCHL IIEISSD Amrr-Grs ELL,SCHAFT, AIT Bl ESCIHRXNKTER 11 AF Tc NG,
расположенная по адресу: Rolandstrasse, 2, Cassel-W Vilhelmshbhe, Германия, зарегистрированная в
соответствии с законодательством Германии, настоящим заявляем о характере данного изобретения и о
способе его осуществления, которые будут подробно описаны и установлены в следующем заявлении:
Данное изобретение относится к перегреву пара в парогенераторных установках для пара высокого давления
и сильного перегрева и может рассматриваться как развитие изобретения, описанного в описании патента №
249108, выданного настоящим заявителям.
В одном из вариантов аппарата, описанного в вышеупомянутой спецификации, пар, перегретый в первичном
пароперегревателе после передачи части своего тепла в подогревателе между секциями двигателя, повторно
перегревается в повторном пароперегревателе, расположенном ниже первичного пароперегревателя в
дымоходе рабочего котла. В случаях, когда речь идет об очень высоком давлении пара, равном 50
атмосферам и более, и особенно когда необходимо получить максимально возможный перегрев, например,
высокий перегрев, насколько это возможно, равный как на стадии высокого давления или пароперегрева, так
и на последующей стадии или секции низкого давления двигателя, указанная схема в некоторых отношениях
является неадекватной.
Для устранения таких недостатков 3 и одновременно для существенного упрощения установки за счет
уменьшения количества и длины труб с подогревом пара, настоящее изобретение представляет собой
паросиловую установку, включающую в себя батарею котлов, каждый из которых имеет перегреватель в
дымоходе котла, а также независимую систему подогрева, общую для котлов батареи и обеспечивающую
либо прямой, либо косвенный нагрев для повторного перегрева пара из вышеупомянутых перегревателей 45
после отдачи тепла при повторном нагреве между секциями двигателя.
Согласно одному из вариантов настоящего изобретения, система автономного нагревателя состоит из
пароперегревателя, 50 труб которого защищены от прямого воздействия струй пламени и излучения
несколькими парогенерирующими трубами, пар, образующийся в нем, смешивается в любой удобной точке с
паром из 55 котлов батареи.
Согласно другой формуле, перегретый пар из тонкого пароперегревателя котлов используется только для
осуществления второй стадии двухступенчатого подогрева между секциями двигателя. Система независимого
подогрева, состоящая из котла высокого давления, генерирующего пар при давлении, значительно
превышающем требуемую температуру перегрева на первой стадии подогрева, при этом генерируемый пар
используется косвенным методом нагрева для отвода тепла на первой стадии промежуточного подогрева
путем повторного перегрева пара из дымовых пароперегревателей, который отдал тепло на второй стадии
подогрева.
На чертеже схематически показаны две конструктивные формы настоящего изобретения 75. В конструкции,
показанной на рисунке 1, каждый рабочий котел высокого давления 1 из группы или батареи котлов выполнен
аналогично конструкции, описанной в Спецификации.
№ 249108, с паровым барабаном 2 и пароперегревателем 80, 4. Из пароперегревателей слабо перегретый
пар под давлением, например, 65 атмосфер, как и прежде, проходит через трубу 6 в систему змеевиков
промежуточного пароперегревателя 85, 7, при температуре, например, 4100 °C. Здесь он передает весь свой
перегрев и, предпочтительно, небольшую часть теплоты испарения промежуточному пару, который протекает
через трубу 8 от ступени наддува 9 к следующей ступени 11 двигателя.
Нагревательный пар под давлением, например, 60 атмосфер и температурой 2740 °C, проходит в виде
насыщенного или влажного пара высокого давления через трубу 17' в систему змеевиков 21 общего
независимо работающего пароперегревателя 20. Перед змеевиками пароперегревателя 21 расположены
несколько парогенерирующих трубок 22, расположенных известным образом; эти трубки образуют небольшой
паровой котел высокого давления, работающий при том же давлении (65 атмосфер), что и другие котлы.
Насыщенный пар, образующийся в трубках 22, предпочтительно проходит через водоотделитель или
пароосушитель 23 в упомянутую выше трубу 17. Пар повторно нагревается в пароперегревателе 20 примерно
до 4000 °C.
затем проходит по трубе 15 в надступицу 9 двигателя.
Между трубами 6 и 15 может быть предусмотрен байпас 16, регулируемый соответствующим клапаном, как и
прежде. В форме, показанной на рисунке 2, промежуточный пароперегреватель известной формы включает
две ступени. Перегретый пар высокого давления, генерируемый в рабочих котлах 1 батареи, сначала
проходит через трубу 6 в нагревательную систему змеевика второй ступени 7 промежуточного
пароперегревателя, тем самым осуществляя часть промежуточного подогрева, и оттуда направляется
непосредственно через трубу 24 в наддувочную ступень 9 двигателя. Автономный пароперегреватель,
описанный со ссылкой на первую конкретную форму настоящего изобретения, заменяется общим котлом
высокого давления 25, в котором насыщенный пар генерируется в змеевике 26 при значительно более
высоком давлении, например, 150 атмосфер, и при соответственно более высокой температуре, чем Пар,
образующийся, скажем, при давлении 65 атмосфер в рабочих котлах, поступает в этот котел более высокого
давления, 25, и служит паром, не используемым для нагрева, для первой ступени, 27 промежуточного
подогревателя, к нагревательным змеевикам, по которым он подается по трубе, 28.
Конденсат от нагревательных змеевиков первой ступени промежуточного подогревателя 555 подается
насосом 29 в парогенераторный змеевик 26 котла высокого давления 25 по трубе 30. Выхлопные газы из
верхней ступени 9 двигателя проходят через трубу 8 и последовательно через две ступени 27 и 7
промежуточного подогревателя к следующей ступени 11 двигателя.
Оба варианта изобретения имеют то преимущество, что степень перегрева, как для ступени высокого
давления или ступени перегрева двигателя, так и для последующей ступени, повышается, в то же время
упрощается установка за счет исключения или уменьшения длины некоторых труб перегретого пара
благодаря использованию либо общего пароперегревателя, выполняющего также функцию парогенератора,
как показано на рисунке 1, либо отдельного котла, работающего при более высоком давлении, как показано на
рисунке 2 и обеспечивающего косвенным методом нагрева повторный перегрев пара из пароперегревателей.
В свете вышеизложенного, подробно описав и определив природу нашего изобретения и способ его
осуществления, мы заявляем, что то, что мы
=== НАЧАЛО ФАЙЛА: patent_269509.txt ===
ССЫЛКА: https://translationportal.epo.org/emtp/translate/?ACTION=description-retrieval&COUNTRY=GB&ENGINE=
google&FORMAT=docdb&KIND=A&LOCALE=sq_AL&NUMBER=269509&SRCLANG=EN&OPS=ops.epo.org/3.2&T
RGLANG=ru
========================================
ОПИСАНИЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ GB269509A
[]
ПАТЕНТНАЯ СПЕЦИФИКАЦИЯ
Дата принятия Конвенции IIH (США): 10 апреля 1926 г., 2699509. Дата подачи заявки (в Соединенном
Королевстве): 24 марта 1927 г., № 8180/27, полностью принята: 1 сентября 1927 г.
ПОЛНАЯ СПЕЦИФИКАЦИЯ.
Усовершенствования в системах защиты электрических трансмиссионных устройств или относящиеся к ним.
Мы; 5 METROIPOLIT ANY Vicxts ELECTRII обеспечивает защитную систему для трансформаторов 45 CAL
COMP Ai Y Lim ITED, из 4,' Cen бывших устройств переключения ответвлений таким образом, что в зданиях
-City of West один набор сигналов указывает, когда происходит переключение ответвления для любого
трансформатора компании WILLIAM RICHAWDSON FARLEY, а другой набор сигналов из Box 222, Wilkinsburg,
Penn указывает, когда длительность переключения ответвления 50 sylvania, Соединенные Штаты Америки, и
переключение ответвления в любом трансформаторе чрезмерно затягивается, вместе со средствами Trentor
Avenue, -Wilkfinsburg Penn fo emvn tetansformer bank from sylvania, United States of America, оба контура при
ненормальных условиях для граждан -United States of Америка, дисбаланс, возникающий в любом из 55
трансформеров, настоящим заявляет о характере этого изобретения, ранее существовавшего в этих
единицах.
и каким образом то же самое должно быть выполнено, чтобы быть подробно описано в соответствии с
обычной практикой использования двух conand, установленных в и посредством следующих duictoi-s, оба из
которых обычно имеют одинаковую энергию, но: которые становятся 60
Изобретение относится к электрическим токам, возникающим во время работы трансформаторных систем, и,
в частности, к изменению несбалансированного тока в соответствии с существующими защитными
системами, используемыми в сочетании с изобретением, в связи с этим возникает несбалансированный ток,
который вызывает несколько трансформаторных блоков. Одна из целей изобретения — обеспечить
выборочное управление средствами сигнализации 65 защитной системой для трансформаторов и устройств
переключения ответвлений трансформатора, чтобы блок переключения, который функционирует
неправильно, реагировал на значение несбалансированных токов, возникающих в выключателе, и для
отключения всей трансформаторной системы от связанной электрической сети. Другая цель изобретения —
обеспечить защитную систему для трансформатора, когда несбалансированный ток достигает заданного
значения; трансформаторы и переключатели ответвлений N на прилагаемых чертежах, фиг. 1. Устройства,
которые должны реагировать на условия, возникающие из-за дисбаланса тока, представляют собой схему -4
диаграмму - цепей и устройства, составляющие реле и сигнал 75 во время операции переключения
ответвлений, что: элементы изобретения.
На фиг. 2 показан аналогичный вид трансформатора, работающего в ответ на относительно небольшой
несимметричный ток, а на фиг. 1 — в ответ на очень большой несимметричный ток. Устройство защиты
трансформатора, показанное на фиг. 1, также работает в одном режиме. Еще одна цель изобретения —
обеспечить защитную систему для группы трансформаторных блоков 1, 2 и 3, электрических
трансформаторов и трансформаторных отводов, соединенных через дифференциальные переключающие
устройства, включающие балансировочные обмотки 4, 5 и 6 соответственно, с катушками реле. Эта система
должна указывать на то, что через участок проходит избыточный ток, что через него проходят индикаторные
лампы 10, звуковой сигнал 9 любой балансировочной катушки и катушка отключения автоматического
выключателя. Еще одна цель изобретения — обеспечить защиту блока трансформаторов 1, 2 и 3. В
комплектацию входят высоковольтная обмотка 12 и переключатель ответвлений 13, а также низковольтная
или вторичная обмотка 14, имеющая ответвления 15, 16, 17, 18 и 19, расположенные таким образом, что
полное вторичное напряжение достигается при подключении ответвления 15 к нагрузке, а меньшее
напряжение достигается при последовательном подключении ответвлений 16, 17, 18 и 19 с помощью
переключателя ответвлений 20 к цепи нагрузки 10, включающей линейные проводники 21 и 22.
Предпочтительно, обмотки между несколькими ответвлениями с 15 по 19 включительно составляют 5%
вторичной обмотки S.
Подключение отводов 15–19 включительно каждой из вторичных обмоток 14 контролируется автоматическими
выключателями 23, 24, 25, 26 и 27, соответственно, переключателя отводов 20, связанного с каждым из
трансформаторных блоков 1, 2 и 3.
Автоматические выключатели 23, 25 и 27 подключены к проводнику 28, а блоковые выключатели 24 и 26
подключены к проводнику 29. Автоматический выключатель 30 в каждом из блоков переключения ответвлений
трансформатора 20 предназначен для замыкания и размыкания цепи параллельно сбалансированной
катушке 31, к средней точке которой подключен линейный проводник 22. Секции сбалансированной катушки
31 нейтрализуют друг друга при подаче на обе катушки напряжения. Каждый переключатель ответвлений 20
также включает в себя выключатель 32, который замкнут во время переключения ответвлений, но разомкнут,
когда трансформаторы находятся в нормальном режиме работы. На практике несколько прерывателей цепи
23, 24, 25, 26, 27, 30 и выключатель 32 приводятся в действие моторным механизмом (не показан),
включающим соответствующие валы и кулачки для обеспечения их работы в правильной
последовательности. Также используются соответствующие концевые и пилотные выключатели для
управления запуском, остановкой и реверсированием приводного двигателя. Однако, поскольку эти детали не
являются частью настоящего изобретения, они были опущены в настоящей заявке, за исключением тех
случаев, когда некоторые из них необходимы для завершения комбинаций, заявленных в качестве
изобретения.
Дифференциальные обмотки 4, 5 и 6 содержат трансформаторы тока 33 и 34, имеющие одинаковое
передаточное отношение и питаемые соответственно от проводников 28 и 29, что позволяет определить
Соседние файлы в папке патенты