Нагнетатели и тепловые двигатели

Нагнетатели и тепловые двигатели

(Конспект курса)

Общие сведения о дисциплине

В естественных условиях текучая среда (жидкость, газ) всегда перемещается в сторону области с меньшей удельной энергией. Однако, чтобы заставить текучую среду двигаться в обратном направлении надо искусственно сообщить ей приращение энергии. Делается это с помощью машин называемых нагнетателями.

Нагнетатели – это машины для преобразования механической энергии двигателя в потенциальную, кинетическую и тепловую энергию потока.

Соответственно между затраченной механической работой , начальной на входе в нагнетатель энергией потока и конечной на выходе из него с учётом КПД энергетических преобразований должно соблюдаться равенство

_к – Q_н = ∆Q_.

Решается в технике и обратная задача, когда энергию потока преобразовывают в механическую работу. При этом поток может быть естественным (река, ветер) и искусственным, созданным за счёт подвода тепловой энергии. В первом случае класс машин называется гидро и ветродвигателями, во втором – тепловыми двигателями.

Тепловые двигатели – это машины для последовательного преобразования подводимой тепловой энергии в энергию потока, а последнею в механическую работу вращающегося вала.

Энергетический баланс двигателя можно представить так:

,

где – подведенная тепловая энергия; – потенциальная, кинетическая и тепловая энергии потока; – КПД соответствующих преобразований; q – полученная механическая работа.

В рамках настоящего курса в качестве тепловых двигателей рассматриваются паровые турбины, газовые турбины и двигатели внутреннего сгорания, а в качестве нагнетателей – насосы, вентиляторы и компрессоры.

Насосы и вентиляторы, по сути, транспортные машины и предназначены для перемещения соответственно воды (жидкости) и воздуха (газа).

Компрессор - это энергетическая машина, т.к. основная часть сообщенной воздуху энергии при его сжатии расходуется на выполнение различных технологических и механических операций.

Нагнетатели с вращающимся рабочим органом принято называть турбомашиной.

ЧАСТЬ ПЕРВАЯ. Нагнетатели

Основные рабочие параметры турбомашин

Подача (производительность) Q – количество жидкости транспортируемой в единицу времени (м³/c, м³/мин, м³/ч, кг/c). Термин подача применим только по отношению к насосам.

Напор (давление) H, p – приращение полной удельной энергии, полученной жидкостью в турбомашине. Единица измерения напора - м. водяного столба; давления - Па.

Давление связано с напором соотношением

p = ρgH, (1)

где ρ – плотность воды кг/м³.

Мощность полезная – это приращение энергии потока в единицу времени, которое определяется соотношением

Nп = pQ/1000 = ρgH/1000, кВт (2)

Мощность общая – это энергия, потребляемая приводным двигателем, которая зависит от КПД турбоагрегата η

Nо = Nп / η. (3)

Эксплуатационные характеристики турбомашин

Эксплуатационные характеристики турбомашин находятся опытным путём. Опытные фактические зависимости напора или давления, мощности и КПД в функции подачи (производительности) турбомашины: и называют экс­плуатационными индивидуальными характеристиками.

Рис. 5.Типовая паспортная характеристика насоса

Иногда эти характеристики дополняются другими кривыми, например кри­выми вакуумметрической высоты всасывания у насосов, стати­ческого КПД у вентиляторов.

Характеристики, полученные опытным путём приводятся заводом – изготовителем в паспорте на турбомашину в виде графиков. На рис.5 в качестве примера показана паспортная характеристика одноколёсной нерегулируемой машины (насоса), где ∆H_{вак доп} – допустимая вакуумметрическая высота всасывания.

Для многоколёсных машин характеристика обычно даётся на одно колесо. При последовательном соединении колёс зависимости и получают увеличением ординат характеристик прямо пропорционально числу колёс.

Характеристика внешней сети

Характеристика внешней сети представляет собой зависимость между подачей и напором, который должна развивать турбомашина для движения жидкости во внешней сети. Напор турбомашины расходуется на подъем жидкости на геометрическую высоту , создание скоростного напора в сливном отверстии напорного трубопровода и преодоление гидравлических сопротивлении во внешней сети – потери напора Hn

Скоростной напор для потока, движущегося со скоростью

. (6)

Потери напора по длине трубопровода и в местных сопротивлениях (повороты, сужения, запорная арматура и т.д.)

(7)

где - суммарный коэффициент сопротивлений внешней сети.

Рис.6. Характеристики внешней сети

Выразив через подачу и поперечное сечение внешней сети получим

(8)

где коэффициент сети.

Зависимость между напором и подачей, называемая характеристикой внешней сети, согласно выражению (8) в осях - изобразится параболой. На рис.6 характеристика внешней сети 1 построена для определенного по­перечного сечения её и коэффициента сопротивления ξ_с.

При уменьшении сечения или увеличении коэффициента сопротивле­ния увеличивается R и характеристика 2 сети становится круче характеристики 1. При увеличении или уменьшении характерис­тика 3 сети становится положе характеристики 1.

Рассмотренные характеристики внешней сети имеют место при турбомашинах, работающие с геометрической высотой подачи (насосы). Для турбомашин без геометрической высоты подачи (вентиляторы, компрессоры)

(9)

и характеристика сети изображается параболой 4, которая выходит из начала координатных осей.

Законы пропорциональности

Две турбомашины одной серии, т. е. геометрически подобные, имеющие рабочие колеса диаметрами D₁ и D₂ с одинаковыми углами установки лопастей и работающие с частотой вращения п₁ и n₂ на внешние сети с одинаковыми характеристиками, имеют подобные режимы, отвечающие следующим соотношениям подач , напоров и мощностей :

; . (10)

Для одной и той же турбомашины, когда имеем

; ; . (11)

В этом случае законы пропорциональности формулируются так:

– подача турбомашины прямо пропорциональна частоте вращения рабочего колеса;

– напор, создаваемый турбомашиной, прямо пропорционален частоте вращения во второй степени;

– мощность турбомашины прямо пропорциональна частоте вращения в третьей степени.

Законы пропорциональности не распространяются на турбо­машины, работающие со значительной геометрической высотой подачи. Кроме того, при этих законах значение КПД принимается неизменным, а это неверно, так как с изме­нением режима работы изменяется и КПД. Следовательно, и при больших изменениях законы пропорциональности несправедливы.

Классификация насосов

Применительно к использованию в теплоэнергетике все центробежные насосы могут быть разделены на следующие группы:

– насосы для чистой воды, одноступенчатые и многоступенчатые;

– конденсатные:

– питательные;

– насосы для подачи смесей жидкостей и твердых частиц.

Насосы для чистой воды применяются для хозяйст­венного, технического и противопожарного водоснабжения электрических станций и промышленных предприятий. Они бывают одноколёсными и многоколёсными.

Конденсатные насосы применяются для удаления конденсата, а также как горячие дренажные насосы бойлерных установок. Они предназначены для перекачивания конденсата и дренажа при температуре до 393 К.

Питательные насосы применяются для подачи пита­тельной воды в паровые котлы. В большинстве случаев это центробежные многоступенчатые насосы высокого дав­ления, приспособленные к подаче воды с высокой температурой.

Насосы для подачи смесей жидкостей и твердых ча­стиц имеют специфические условия работы, связанные с абразивным износом проточной части. В теплоэнергетике такие насосы употребляются для перекачки золосмесей и шлакосмесей в системах гидрозолоудаления, а также при производстве работ по очистке гидротехнических сооружений станции (каналов, колодцев).

Природа явления кавитации

Давление жидкости, проходящей через насос, непрерывно изменяется в направлении движения и неодинаково в отдельных точках сечений проточной полости.

В обычных конструкциях центробежных насосов наименьшее давление наблюдается близ входа в цилиндрическое сечение первого рабочего колеса. Если здесь давление оказывается равным или меньшим давления насыщенного пара, соответствующего температуре всасываемой жидкости, то возникает явление называемое кавитацией.

Кави­тация – сложное физическое явление. Из физики известно, что с понижением давления жидкость может закипать и при более низкой температуре. Например, при сниже­нии давления до 2 кПа вода может кипеть при температуре ниже 20^о С.

В потоке жидкости, протекающей через рабочее колесо, имеются области с низким давлением, в частности на тыльных сторонах лопастей у их входных кромок. При падении давления ниже давления парообразования p_t в этих областях начинается кипение жидкости и образование мелких парогазовых пузырьков. Пузырьки уносятся потоком жидкости по каналу в область повы­шенного давления, где пар конденсируется и пузырьки захлопы­ваются. Жидкость, окружающая пузырек, устремляется с большой скоростью к его центру, что приводит к возникновении гидравлического удара.

В начале процесса кавитации появляются мелкие парогазовые пузырьки, которые исчезают вблизи места их образования. При развитии кавитации в связи с дальнейшим понижением давления количество и размеры пузырьков растут. Появляется облако пузырьков, исчезающих на некотором расстоянии от места обра­зования. Установившаяся кавитация характеризуется соедине­нием пузырьков в межлопастном канале в одну полость – ка­верну, которая уменьшает активное сечение потока в канале ра­бочего колеса, снижая напор насоса и увеличивая гидравлические потери. От каверны постоянно отделяются пузырьки, которые захлопываются на некотором расстоянии от нее. Дальнейшее уменьшение давления приводит к увеличению объема каверны и резкому падению напора и подачи..

При кавитации парогазовые пузырьки захлопываются вблизи или на поверхности каналов и вызывают механическое воздействие кавитирующего потока жидкости на поверхности лопастей и дисков рабочего колеса. Это воздействие, проявляющееся в виде микроударов, повторяющихся с очень высокой частотой, приводит к усталостным разрушениям. Кавитация сопровождается также вибрациями насосов и шу­мами.

Внешние сети вентиляторов

Вентиляторы общего назначения работают обычно на внешние сети в виде коробов или специальных каналов в гражданских или промышленных сооружениях. Здесь преодолеваемое вентилятором сопротивление зависит в основном от сечения, длины, пространственной конфигурации и гладкости стенок каналов.

Вентиляторы теплоэнергетического назначения (тягодутьевые машины) обеспечивают непрерывную подачу в топку котла воздуха, необходимого для горения топлива, и удаления в атмосферу продуктов горения после их охлаждения. Вентиляторы на теплоэнергетических предприятиях работают на внешние сети, характерной особенностью которых является наличие дымовых труб.

Внешняя сила, которая принуждает воздух поступать в топку, а газообразные продукты горения двигаться по газоходам и дымовой трубе в атмосферу, называется тягой. Различают естественную и искусственную тягу. Естественная тяга обеспечивается дымовой трубой, а искусственная создается дымососом.

Рис.18.Схема к расчёту естественной тяги

Естественная тяга возникает из-за разности давлений вследствие различия плотностей наружного холодного воздуха и горячих дымовых газов в трубе, в результате которой возникает движение потока дымовых газов по газоходам котла.

Действие дымовой трубы основано на законе сообщающихся сосудов. Вес столба атмосферного воздуха (рис. 18) больше веса такого же столба горячих продуктов горения в дымовой трубе. Вследствие этого наружный холодный воздух входит в топку, пре­одолевая сопротивление топки, газоходов, теплоиспользующих элементов.

Тяга , Па, создаваемая дымовой трубой, зависит от высоты трубы Н _тр, м, и разности плотностей атмосферного воздуха ρ _а и продуктов горения ρ _пг, кг/м³, и определяется следующим образом:

где g − ускорение свободного падения, м/с².

Естественная тяга тем больше, чем ниже температура атмосфер­ного воздуха, выше температура продуктов горения, барометри­ческое давление и высота дымовой трубы.

Дымовые трубы выполняются стальными при высоте до 35 м, кирпичными − до 100 м, железобетонными − более 100 м.

Схемы организации подачи воздуха в топку и перемещения продуктов горения в газоходах котельного агрегата, включающие естественную тягу дымовой трубы, показаны на рис. 20.

В системе только с естественной тягой (рис.19 а)сопротивление потоков воздуха и продуктов горения преодолевается за счет разно­сти давлений воздуха, поступающего в топочную камеру, и продук­тов горения, удаляемых через дымовую трубу в атмосферу. В этом случае весь газовоздушный тракт находится под разрежением. Эта система применяется в котлах малой мощности при малых сопро­тивлениях движению потоков воздуха и продуктов горения.

Рис.19. Схемы подачи воздуха в котельный агрегат и удаления продуктов сгорания Т- топливо; В- воздух; К- котёл; В-р – венти- лятор; ДТ- дымовая труба; Д- дымосос

В схеме, представленной на рис.19 6, сопротивление воздуш­ного и дымового трактов преодолевается за счет разрежения, соз­даваемого дымососом и дымовой трубой.

В системе, приведенной на рис.19 в, сопротивление воздушного и дымового трактов преодолевается вентилятором. При этом газоходы котла находятся под давлением. Такая система использу­ется в котлах, работающих под наддувом.

Наибольшее распространение в настоящее время получила схема (рис.19 г), в которой подача воздуха в топку осуществляется вентилятором, а продукты горения удаляются дымососом. В этом случае воздушный тракт находится под давлением, а газовый тракт под разрежением. Такая схема используется в котлах с уравновешенной тягой.

Охлаждение компрессоров

Давления, создаваемые компрессорами, работающими в технологических схемах производств, достигают больших значений. Однако получение высокого давления в одной ступени компрессора затруднительно. Причиной этого в центробежных комп­рессорах кроется в недопустимости таких скоростей рабочих лопас­тей, выполненных из материала с определенной прочно­стью, которые обеспечили бы требуемое высокое давление. Поэтому сжатие произво­дят в последовательно соединенных ступенях, осуществляя понижение температуры газа в охладителях, включенных в поток между ступенями.

Рис.26. Схема трёхступенчатого сжатия

Общая схема компрессора с трёхступенчатым сжатием и охлаждением представлена на рис.26. Здесь компрессор разделён на три последовательные ступени 3,4,5 между которыми помещены два промежуточных охладителя 1, а на выходе воздуха во внешнюю сеть – концевой охладитель 2.

Применение ступенчатого сжатия с охлаждением газа в охладителях между ступенями дает большую экономию в энергии, расходуемой на привод компрессора. Отчет­ливо это видно на Т-s диаграмме компрессора с двухступенчатым сжатием и охлаждением (рис.27).

Рис.27. Диаграмма двух- ступенчатого сжатия

Если сжатие производить в одной ступени, то линия сжатия изобразится политропой 1'–2 с показателем n>k. При сжатии в двух ступенях процесс изобразится ломаной линией 1'-2'-1"-2", состоящей из двух политроп 1'-2' и 1"-2" и изобары 2'–1", представляющей собой охлаждение в промежуточном охладителе при давлении р_пр= сопst. Экономия энергии от сжатия в двух ступенях с промежу­точным охлаждением выражается заштрихованными пло­щадками 1"-2'-2-2".

В современных компрессорах для повышения их экономичности применяют:

1) охлаждение подачей воды в специально выполненные полости корпуса (внутреннее охла­ждение), недостатком которого является ограниченная поверхность теплосъёма;

2) охлаждение газа в охладителях, устанавливаемых между отдельными ступенями (выносное охлаждение). В центробеж­ных компрессорах охладители располагают обычно между группами ступеней, получая, таким образом, более простую конструкцию установки.

3) охлаждение впрыском охлаждающей воды в поток газа перед первой ступенью компрессора. При этом способе теплота газа частично расходуется на испарение охлаж­дающей воды и температура конца сжатия существенно понижается. Недостатком способа является увлажнение газа, что во многих случаях недопустимо.

Потери в ступенях турбины

Рабочий процесс турбины сопровождается рядом потерь, вызывающих увеличение расхода тепловой энергии на полу­чение механической работы.

Различают потери внутренние, влияющие на состояние пара и внешние – не влияющие. К первой группе относятся потери: впуска пара в турбину, на сопротивление движению потока пара; с выходной скоростью; на трение и вентиляцию; через внутренние зазоры; от влажности пара. Ко второй группе относятся потери: механические и от утечек пара через концевые уплотнения вала.

Потери давления при впуске пара. Перед вступлением в сопла первой сту­пени турбины свежий пар должен пройти че­рез стопорный и регулирующий клапаны и каналы в кор­пусе турбины. Сопротивление на этом пути вы­зывает некоторое снижение давления пара перед соплами по сравнению с давлением его перед стопорным клапаном турбины. При этом энтальпия пара остается неизменной, но уменьшается располагаемый перепад тепла.

Потери от сопротивления движению потока пара по проточной части турбины обусловлены трением частиц пара о стенки межлопаточных каналов и друг о друга. В результате абсолютная скорость выхода пара становиться ниже теоретической, а сле­довательно, часть кинетической энергии струи теряется. Работа трения приводит к повышению тепло­содержания пара на величину соответствующую по­тере кинетической энергии.

При тепловых расчётах эти потери учитываются с помощью известных поправочных коэффициентов φ (фи) для сопловых каналов (φ=0,95-0,96) и ψ (пси) для каналов рабочих лопаток (ψ=0,8-0,97).

Выходная потеря, вызванная тем, что в реальных условиях пар по выходе из турби­ны обладает еще некоторой абсолютной ско­ростью, а следовательно, и кинетической энер­гией, которая уже не может быть использова­на. Эта потеря в конденсационных турбинах обычно составляет от 2 до 4% располагаемого перепада тепла всей турбины.

Вентиляционные потери и потери от тре­ние дисков о пар. Первая из этих потерь имеет место главным образом в первых степенях турбины, где удельный объем пар еще неве­лик и впуск пара приходится делать парциальным­ т.е. не по всей окружности дис­ка, а только в части её. При вращении диска лопатки, проходя промежутки между соплами, подсасывают пар из зазора и перекачивают его с одной стороны диска на другую, действуя как вентилятор, на что бесполезно затрачивается известная работа.

Вторая потеря обусловливается тем, что диск при своем вращении захватывает приле­тающие к его поверхности частицы пара и ускоряет их движение, на что также затрачи­вается некоторая работа. Обе потери вызы­вают повышение теплосодержания отработав­шего пара.

В ступенях с парциальным подводом пара, кроме вентиляционных потерь, имеют место потери на выколачивание, связанные с тем, что при подходе к соплам рабочих ло­паток, каналы между которыми заполнены неработающим паром, нужно, прежде всего, затратить какую-то энергию рабочей струи на выталкивание из каналов и ускорение этого пара.

Определение величин этих потерь производится при тепловом расчёте турбины по формулам.

Потери пара через внутренние зазоры меж­ду диафрагмами и валом (у активных тур­бин), через зазоры между рабочими лопатка­ми и корпусом турбины и между направляю­щими лопатками и телом ротора (у реактив­ных турбин).

Пар, протекающий через зазоры, частично или полностью не используется для соверше­ния работы, что ухудшает КПД турбины. Для турбин высокого давления эти потери имеют особенно большое значение и могут оказываться решающими для экономичности турбины..

Потери от влажности пара. В соплах и лопатках тех ступеней турбины, которые работают влажным паром, происходят добавоч­ные потери, вызываемые главным образом действием содержащихся в паре капелек во­ды. Образно это можно представить так: капельки в момент их зарождения (переход пара из сухого насыщенного во влажное состояние) имеют примерно такую же скорость, как и струя пара, затем частицы влаги начинают отставать от частиц пара, вследствие чего в струе возникают внутреннее трение и удары и скорость её снижается. Уменьшение кине­тической энергии струи сопровождается повы­шением теплосодержания пара, так как работа, затраченная на трение и удары, превращается в теплоту. Кроме того, меньшая скорость частиц воды приводит к ударам капелек о спинки лопаток, производящим непосредственно тормозящее действие.

Механические потери, к которым отно­сятся трение в подшипниках и затрата энер­гии на привод регулирующего механизма, масляных насосов, гидравлических концевых уплотнений и редуктора (если они имеются). Механические потери практически не зависят от нагрузки турбины и сохраняют свою полную величину при вращении на холостом ходу.

Утечки пара из турбины через концевые уплотнения неизбежны, но минимальны, что достигается большим числом гребешков лабиринтных уплотнений. При этом концевое уплотнение организуется так, чтобы исключить попадание пара в машинный зал даже в самых малых количествах, за счёт отсасывания проникающего пара с помощью эжектора.

Маслоснабжение турбины

В системах регу­лирования турбин в качестве рабочей жидкости ис­пользовалось исключительно минеральное масло нефтяного происхождения, что даёт возможность объединить маслоснабжение систем регулирования, защиты и смазки агрегата.

Система маслоснабжения в значительной мере определяет надежность работы турбины, так как даже кратковременное прекращение подачи масла к подшипникам может привести к аварии, а оставить без масла систему регулиро­вания - значит потерять управление турбиной.

Система маслоснабжения современных турбин основывается на главном масляном насосе центробежного типа, который соединяется непосредственно с валом турби­ны.

Для создания давления в системе регулирования при пуске турбины предусмотрен пусковой масля­ный насос, который приводится в действие от отдельного электродвигателя. По мере повышения частоты вращения турбины главный масляный насос выходит на рабочий режим и пусковой насос может быть остановлен.

Турбины предельной мощности

Предельной мощностью конденсационной турбины можно назвать ту наибольшую мощность, на которую она может быть сконструи­рована и построена при заданных параметрах пара и числе оборотов.

Уравнение мощности однопоточной конден­сационной турбины приближенно подсчи­тывают по формуле

(15)

где - расход пара в конденсатор однопоточной турбины; т - коэффициент, учитывающий выра­ботку мощности потоками пара, направляемыми в регенеративные отборы.

Из этого уравнения следует, чтомощность турбины зависит главным образом от расхода пара, так как определяется параметрами па­ра, а изменяются в сравнительно небольших пределах.

Для турбины конденсационного типа ве­личина расхода пара лимитируется размера­ми рабочих лопаток последней ступени, т.к. эта ступень работает с наибольшим объёмным расходом пара. Однако, по условиям механической прочности от действий центробежных сил увеличение длины лопаток допустимо только до известного предела (l≈ 1м), что лимитирует расход пара и соответственно предельную мощность турбины.

Если требуется пропустить через турбину больше пара, а дальнейшее увеличение длины лопаток невозможно, то при достижении расширяющимся паром определённого объёма его разделяют на несколько потоков. В простейшем случае таких потоков будет два и их конструктивно объединяют в отдельный двухпоточный цилиндр низкого давления (ЦНД), схема которого показана на рис.19.

В уникальной турбине K-1200-240 ЛМЗ, последний ряд лопаток изготовлен из титанового сплава и имеет длину 1200 мм. Пре­дельная мощность одного потока этой турбины со­ставляет 200 МВт.

Рис.20. Потоки пара в турбине К-1200-240

Общаямощность турбины, равная в 1200 МВт, достигнута за счет применения шести параллельных потоков пара, поступающих в конден­сатор (рис.20), при этом на пути каждого потока в ЦНД выполняют одинаковые турбинные ступени. Таким образом, увеличение числа потоков пара в конденсатор является одним из способов повыше­ния предельной мощности турбины.

Однако увеличе­ние числа потоков пара в конденсатор ограничено, так как турбину более чем из пяти цилиндров изгото­вить в настоящее время не удается. Поэтому для тур­бин перегретого пара предельное число потоков в конденсатор равно шести, а число ЦНД – трем.

К многоцилиндровой конструкции естественным путем приводит также и необходимость в использование промежуточного перегрева пара, когда пар выводится из турбины в котел и затем возвращается в турбину. Конструктивно это проще всего осуществить, выполняя раздельно ци­линдр высокого (ЦВД) и среднего давлений (ЦСД).

Система защиты турбины

Система защиты турбины должна предотвратить аварию турбоагрегата или, если она возникла, ограничить её развитие, прекратив поступление пара в турбину быстрым закрытием стопорных и регули­рующих клапанов. Система защиты является последней ступе­нью управления оборудованием турбоустановки.

Система защиты срабатывает и дает команду на отключение турбины при недопустимых:

· частотах вращения ротора;

· осевого сдвига ротора;

· падениях давления масла в линии смазки под­шипников;

• повышениях давления (падении вакуума) в конденсаторе;

• уровнях вибрации подшипников турбоаг­регата

и некоторых дрyгиx нарушениях режима работы.

Защита по повышению частоты вращения. Из всех защит турбины самой ответственной явля­ется защита от разгона (от недопустимого повыше­ния частоты вращения). Это связано с тем, что раз­рушение турбины центробежными силами является одной из тяжелейших аварий на электростанции, влекущей за собой полный выход из строя оборудо­вания, серьезные повреждения здания и другие тя­желые последствия.

Безопасность турбины при значительном повы­шении частоты вращения обеспечивается двумя не­зависимыми системами - регулирования и защи­ты. Правильно спроектированная и нормально функционирующая система регулирования турбины должна обладать таким быстродействием, чтобы даже в случае полного сброса нагрузки с отключе­нием турбогенератора от сети не допустить повы­шения частоты вращения ротора до уровня на­стройки защиты от разгона. Другими словами, сис­тема регулирования после сброса полной нагрузки должна удержать турбину на холостом ходу.

Защита по осевому сдвигу. Возрастание осево­го усилия до уровня, превышающего несущую спо­собность упорного подшипника, приводит к вы­плавлению баббитовой заливки на колодках под­шипника, сопровождающемуся осевым сдвигом ро­тора. При достижении им заданной установки реле осевого сдвига(РОС)немедленно отключает турби­ну, чтобы не допустить тяжелого повреждения её проточной части.

Защита по давлению в системе смазки. При падении давления в системе смазки до первого пре­дела подается предупредительный сигнал, автома­тически включаются резервный маслонасос пере­менного тока и аварийный маслонасос постоянного тока. Если это не приводит к восстановлению дав­ления и оно продолжает падать, то при достижении второго предела защита отключает турбину.

Защита по вакууму в конденсаторе. Тяжелым нарушением режима работы является глубокое па­дение вакуума в конденсаторе, сопровождающееся повышением температуры выходных патрубков ЦНД и в паровом пространстве конденсатора. При этом нарушается центровка, растет вибрация, резко возрастают ди­намические напряжения в рабочих лопатках по­следней ступени.

При повышении абсолютного давления в кон­денсаторе до первого предела подается предупреди­тельный сигнал, при достижении второго предела защита отключает турбину.

Особенности газовых турбин

По принципу действия газовая турбина аналогична паровой турбине, однако имеет следующие существенные особенности.

▪ Газовые турбины могут быть выполнены и, как правило, выполняются для работы при более вы­сокой температуре рабочей среды (газа) по сравне­нию с максимальной температурой пара в паровой турбине. Такая особенность обусловлена двумя об­стоятельствами.

Во-первых, наиболее горячие эле­менты ГТУ такие как лопатки и детали ка­меры сгорания сравнительно легко могут быть выполнены охлаждаемыми. Во-вторых, для горячих деталей ГТУ могут быть применены и при­меняются жаропрочные материалы.

Охлаждение производится сжатым воздухом, который подаётся от компрессора по специальным каналам в роторе к лопаткам.

▪ Газовые турбины малоступенчаты. Мощные энергетические газовые турбины обычно имеют не более пяти ступеней, в то время как паровые турби­ны многоступенчаты: число ступеней в конденса­ционных и теплофикационных турбинах обычно более 20.

Это объясняется тем, что оптимальный теплоперепад ступени газовой турбины существенно выше среднего теплоперепа­да ступени паровой турбины.

Однако несмотря на более высокую тем­пературу газа по сравнению с температурой пара, общий теплоперепад газовой турбины в 2-3 раза меньше общего теплоперепада конденсационной паровой турбины.

Итак, малоступенчатость газовых турбин обу­словлена, во-первых, меньшим общим их теплопе­репадом, во-вторых, большими значениями опти­мального теплоперепада ступени газовой турбины.

▪ Экономичность ГТУ существенно зависит от КПД турбины изменение η_т на 1% ведёт к изменению в ту же сторону КПД ГТУ на 2-3 %, а не на 1 %, как это происходит в паро­турбинной установке, т.е. повышение экономично­сти газовой турбины даёт относительно больший эффект, чем повышение КПД паровых турбин.

Поэтому при проектировании газовой турбины применяются совершенные методы газодинамиче­ского расчета, позволяю­щие выбрать оптимальные формы и минимизиро­вать аэродинамические потери в элементах её проточ­ной части.

Принцип действия ДВС

Двигатель внутреннего сгорания (ДВС)- тепловой двигатель, внутри которого про­исходит сжигание топлива и преобразование части выделившейся теплоты в меха­ническую работу.

Рис.28. Схема ДВС

Образующиеся при сгорании топлива высокотемпературные газы (рис.28) оказывают давление на поршень 6 и перемещают его. Поступательное движение поршня через шатун 7 передается установленному в картере коленчатому валу 8 и таким образом преобразуется во вращательное движение.

В связи с возвратно-поступательным движением поршня 6 сгорание топлива в поршневых двигателях происходит периодически (циклично) определенными порциями, причем сгоранию каждой порции предшествует ряд под­готовительных процессов. Свежий заряд поступает в цилиндр через впускной кла­пан 3, а продукты сгорания удаляются через выпускной клапан 4.

Продукты сгорания несут значительное количество тепловой энергии, которую целесообразно использовать в газовой турбины с компрессором для повышения давления на впуске в ДВС. Увеличение наполнения цилиндров двигателя воздухом путем повышения давления на впуске называют наддувом.

Широкое применение ДВС в промышленнос­ти, на транспорте, в сельском хозяйстве и стационарной энергетике обусловлено рядом их положительных качеств. Это прежде всего высокая экономичность, достаточно большой срок службы и надежность в эксплуатации

Наряду с преимуществами ДВС следует отметить их недостатки. Это ограни­ченная по сравнению, например, с паровыми и газовым

Конфликты в семейной жизни. Как это изменить? Редкий брак и взаимоотношения существуют без конфликтов и напряженности. Через это проходят все...

ЧТО И КАК ПИСАЛИ О МОДЕ В ЖУРНАЛАХ НАЧАЛА XX ВЕКА Первый номер журнала «Аполлон» за 1909 г. начинался, по сути, с программного заявления редакции журнала...

ЧТО ПРОИСХОДИТ ВО ВЗРОСЛОЙ ЖИЗНИ? Если вы все еще «неправильно» связаны с матерью, вы избегаете отделения и независимого взрослого существования...

ЧТО ТАКОЕ УВЕРЕННОЕ ПОВЕДЕНИЕ В МЕЖЛИЧНОСТНЫХ ОТНОШЕНИЯХ? Исторически существует три основных модели различий, существующих между...

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском гугл на сайте: