> Техника, страница 87 > Турбины

Турбины

Турбины паровые, ротационные двигатели с непрерывным рабочим процессом. По способу своего действия Т. паровая принадлежит к классу ротационных двигателей т в отличие от двигателей поршневых (паровых машин и двигателей внутреннего сгорания)· характеризуется основным признаком—непрерывностью рабочего процесса. При установившемся рабочем режиме по скорости и нагрузке в каждой определенной точке рабочих органов и полостей Т. все параметры процесса — скорости, статич. и динамич. усилия, давление, темп-pa и теплосодержание—о стают с я постоянными по времени; весь процесс·, является процессом непрерывным. Наоборот, в поршневой машине любого типа и назначения рабочий процесс представляет собою процесс-периодический с непрестанно меняющимися: элементами в каждой определенной, так сказать, координате рабочих органов; процесс: является пульсирующим, большей или меньшей частоты в зависимости от числа оборотов. Всякий периодический процесс сопровождается появлением периодических, иногда меняющихся в весьма широких пределах, сопровождающих его динамич. эффектов. Этот неизбежный спутник всякого процесса поршневого двигателя в значительной мере усложняет· конструктивные формы и в конечном итоге является отрицательным процессовым фактором, с которым особенно приходится считаться в современных быстроходных поршневых двигателях. В отличие от этого принцип непрерывности, характеризующий работу лопаточных двигателей, обладает ценным свохйством—постоянством и устойчивостью рабочего процесса и отсутствием периодических «возмущающих» усилий. Непрерывность процесса позволяет применять высокие скорости-как рабочего тела, так и рабочих органов, превышающие во много раз соответственные· скорости в поршневых двигателях и позволяющие осуществлять наивыгоднейшие кинематич. соотношения для получения возможно максимальной тепловой экономичности. В тепловою термодинамич. отношении непрерывность процесса представляет выгоду в том отношении, что в большей мере обеспечивает постоянства тепловых явлений, теплоотдачи, перехода одного вида энергии в другой, а вместе с этим, почти сводя колебания вышеуказанных явлений нанет, улучшает условия работы машины в целом и позволяет надежнее учитывать влияние отдельных, постоянных для данной машины факторов. В Т. тепловая энергия преобразуется вначале в промежуточную форму—в энергию кинетическую (истечения), а послед-

няя трансформируется на вращающихся частях _ машины—рабочих лопаточных колесах — в ме- ханич. работу, создавая крутящий момент на валу Т. В реакционной Т. за счет ускорительного движения струи, вытекающей из суживающихся лопаточных каналов,возникают силы реакции, дающие рабочий момент на реакционном лопаточном венце (диске, барабане реакционной турбины), причем часть падения •теплосодержания переходит в механич. работу. В простейшей своей форме (фигура 1 и 2) Т.

состоит в основном из неподвижного направляющего аппарата (направляющий венец) В и из укрепленного на валу W вращающегося рабочего колеса Д с лопатками S. Направляющий аппарат состоит из нек-рого числа сопел (направляющих лопаток), в которых тепло (пар) преобразуется в энергию истечения (кинетическую). Последняя в рабочем колесе превращается в механич. работу. Направляющий аппарат и рабочее колесо вместе состав-Фигура 1и2. ляют «ступени». Большинство Т. строится с несколькими ступенями. Поток пара без потерь. При ади-•абатич. расширении зависимость между уд. •объёмом V в м“/кг и давлением р в килограммах/м² выражается следующим соотношением:

pv^k=Const. (1)

Если пар при начале расширения имеет давление р„ кг/м“ и скорость w„ м/ск, то его началь-

ная кинетич. энергия γ- при отсутствии потерь в окружающую среду повышается на величину L_e соответственно процессу расширения от давления р₀ до р. По первому закону термодинамики, если V выражено в м³/кг,

dL= d --=-v dp-

L =

P о

= f v dp

кг л/кг.

(2)

(2a)

Из ур-ий (1) и (2) имеем

w²-wf, k

:,_g-=k~rPo-^Vo

P о

fe-1

k

= L

^Le=_fe_T (Po^vO - PV). (3)

Возникновение скорости w₀ можно представить себе т. о., что пар в состоянии покоя с фиктивными начальными параметрами ρό и νό (фигураЗ) адиабатически расширяется до давления р₀. В этом случае

’ъ- j(p0v0-p₀v₀),

отсюда

fc-1

(4)

PM=p₀f„ + — · 27

На основании ур-ий (3) и (4)

w² k, ,. k,

= (Ρο^νо - PV)=^ΐΡο«ο

и, если обозначить отношение — через ε, то

^ро

^-Λ-Ρο^νό( 1-β^/_ίΓ)· (5)

~	fc-i-
1-	Ро J

Согласно ур-ию (1) отношение объёмов, соответствующее ε, будет

V ¹

^v0 tyY

При определенном значении е скорость w будет равна скорости звука w_s, для к-рой

w_s=Yк · g р v. (7)

Если это значение подставить в ур-ие (5), получим критич. отношение давлений

|-*.-Ш^сг· да

Предельная максимальная скорость м. б. определена подстановкою в ур-ие (5) критич. отношения давлений

= V~zg ·

(9)

ίΓ+Γ-Ρό·^. а для критич. отношения объёмов можно написать

1

k+t k-L,

(10)

w₀ настолько мало, что им можно пренебречь, поэтому можно принять ρό=Ро. ^υό=г>о^{и е}=^ε·

J

Для перегретого водяного пара при Те=1,3 будем иметь:

(6а)

ε,=0,546,=1,593,

11 -

W²

(8а)

(10а)

Р0=p₀vо + ji (кгм/кг), (4а)

w=9,22 ]/~р’ _v (i _ sla) /м/ск), (5а)

w_s=3,33 YpoVq (м/ск). (9а>

В области влажного пара/сзначительно меньше, чем 1,3, и меняется в зависимости от давления и степени влажности пара. При паровых Т. по крайней мере часть расширения протекает в области влажного пара: поэтому, а также вследствие того, что к не является точно постоянной величиной в области перегретого пара, предпочтительно для определения скорости пара пользоваться энтрной диаграммой. В диаграмме г — s (фигура 3) адиабатич. перепад тепла, или тепловой напор,

Н _£= г₀ — г=ALe. (11)

Вместе с кинетич. энергией поступающего пара

Н,

л 212 _

2 д 8 380

кинетич. энергия составляет Н=Н₀ + Не, а скорость истечения пара

w=]/ϊνΓ+ 8380πΓ=91,53 Vi!, (12)

w представляет собой относительную“екорость по отношению к каналу; при неподвижных каналах (соплах) она является идентичной т. н. абсолютной скорости, которая обычно обозначается буквой с.

Уравнение неразрывности струи. Предположим, что через элемент (if в л² поперечного сечения А—В канала (фигура 4)

Фигура 4.

протекает пар в количестве dG кг/ск с уд. объёмом V м³/кг и со скоростью w м/ск, направление которой составляет с осью канала угол <5. Тогда

(13)

dG=—— · df.

V ¹

Если пар заполняет все сечение А—В, то интегрирование по всему сечению дает

V9 · COS <5

G

-Г

df.

(13а)

В пределе, когда во всех точках сечения w я v имеют одинаковое значение и б=0, будем иметь

G=— - f.

Г) ¹

(14)

Это ур-ие называется ур-ием неразрывности струи. В общем случае движение пара носит вихревой характер, т. e. w, v и δ во всех точках сечения различны; поэтому в ур-ии (14) « обозначает среднюю осевую слагающую скорость, a v—средний уд. объём. Из ур-ий (1), (5) и (14) имеем

k-i,

~ъ~I; (15)

³о ур-ие (15) представим в следующей форме:

пред

V

ft

ft —1

I * «±i

ek — e ) ·

(15a)

Из последнего выражения следует, что расход достигает максимального значения при нек-ром отношении давлений е, к-рое получится при нахождении максимума выражения

2 ft-fi E^k-s ^h,

для чего берем первую производную и приравниваем ее нулю

² ek %^Е

-i

k -f-1 /Ь

—ϊΓ^ε

= 0

или

² т *

ft * _ ^Д + ^Х gft ft“ ft

Разделив обе части равенства на г-н

. _ε ft ~ft~ ®

находим

ft

-JL- ( ^{2 k}~^l - _P

¹ ~ i J mm

Po

k + l

Предельному расходу соответствует и предельно-максимальная скорость w_max=w_$, а следовательно е_тах=e_s. Пользуясь ур-иями (8) и (15), для максимального расхода имеем

(?),

- У is*

Г V_n

ш

k + i k — 1

(16)

Если поток данного количества пара G при расширении заполняет все сечение канала, то поперечное сечение f последнего должно постепенно суживаться до момента, когда будет w=w_s. Потом сечение f должно постепенно увеличиваться. Таким образом канал должен иметь суженное поперечное сечение f_m с последующим расширением. Для отношений /, v и w соответственно к f_m, v_s и w_s будем иметь:

1

(.L/p¹

ft- -^{U + lj}

1т

ft-1 ^! й

(17)

) 48)

, ш

2 k-t

(19)

При перегретом паре при /с=1,3 имеем:

j=9,22ε» f|(ΐ-«ί⁸»), (15а)

(?)·^=2,09| i- <^16a>

(Па)

Q. =

0,2235

-l Σ

ε13 V 1__εΊ3

= 2,77

]/" 1 - ε»,

0,6273

10

. ε13

(18а)

(19а)

Ур-ия (17а—19а) положены в основу вычисления кривых фигура 5. Эти кривые имеют целью показать только характер процесса.

Истечение из сопел при плоскости среза, перпендикулярной к оси. Предположим, что к сосуду, в котором состояние пара характеризуется постоянными параметрами р₀ и г>₀, присоединено простое сопло без уширения с нормальным срезом (фигура 6). Объем сосуда настолько велик, что скоростью проходящего, через него пара можно пренебречь. Входное отверстие сопла имеетпопереч-ное сечение /₀; выходное отверстие сопла, являющееся одновременно наиболее узким сечением,

8

Т. Э. m. XXIV.

равно /₂. В поперечном сечении /₀ имеем давление р₀, в сечении /₂ давление р₂, ^{а во} внешней среде давление р. Соответствующие удельные объёмы ν₀, υ₂ и г; м. б. получены из урав

нения (1). При р=Ро явление истечения не будет иметь места и р=р₂=р₀=ρό (фигура 7—линия а). Если p_s < р < ρό, то р₂=р и через сопло протекает пар в количестве G согласно ур-ию (15). Давление р„ в /₀ м. б. получено из ур-ия (15),

если вместо £₀=^и(, подставить ε и f; w₀

Ро м. б. при зтом получено из ур-ия 14 (кривая δ). По мере уменьшения р возрастает G и w₀ и уменьшается р_а. При р=p_s (кривая с) мы имеем также р₂=p_s; при этом <3 получает максимальное значение G_m по уравнению (16) и р„ достигает максимума. При этом скорость истечения №=гс₈.Еслир<р₅, то G=Const=G_m, р₂=Const=p_s и в сечении f₂ скорость=Const =w_s., ^Точноτ»κжеоста-

^J ‘ ются постоянны ми ро и w₀ и даль-

-Путь пара

Фигура 6 и 7.

нейшее расширение при давлении ниже р„ происходит в свободном пространстве вне сопла, причем в струе возникают звуковые колебания (кривая d). Если ε=ε, то отношение протекающего количества пара G к максимальному G„, определится по ур-иям (15) и (16)

при 7с=1,3 __

ξ=4,412 εΠ j/" 1 - εΠ. (20а)

На фигуре 8 нанесено ξ в зависимости от ε по ур-ию (20а). Ф-ия£м. б. выражена приближенно:

f-КМЙГ’ <²¹>

а при s_s=0,545 получим

| s 2,2 |/ε(1,09 — ε). (21а)

Соответствующая кривая совпадает практически с кривой { на фигуре 8. На фигуре 9 дано расширяющееся сопло с коэф-том расширения q. В сечении /₂ устанавливается то давление р₂, к-рое соответствует коэф-ту расширения q по ур-шо (17) при условии, что ρ^ρό (фигура 10, кривые ей/). Если внешнее давление р < р’₂

(кривая /), то конец расширения происходит вне сопла, в пространстве при этом возникают звуковые колебания. Если р>р’₂ (кривые Ь, с и d), то пар расширяется в пределах сопла до давления ниже р, а затем вновь возрастает до р; т. о. расширение действует частично как диффузор. Следует заметить, что вторичное повышение давления в диффузоре всегда связано со значительными потерями и что пар в нем при нек-рых условиях отделяется от стенок и не заполняет уже выходного сечения /₂. Минимальное давление имеет место в сечении, лежащем между f_m и /₂. Чем выше р при данном начальном состоянии (следовательно, чем больше ε), тем более место минимального давления приближается к самому узкому поперечному сечению /_т. При известном противодавлении р" место минимального давления совпадает с /_m, причем р_т=p_s. Во всех этих случаях через сопло протекает максимальное количество пара G_m. При течении пара без потерь давление р" могло бы быть определено по ур-иям (15) и (16); но благодаря значительным в действительности потерям подсчитанные величины сильно отклонялись бы от фактических. Поэтому предпочтительнее определять р" по приближенной ф-ле

*г- «"=+ (1 + “,)V “Г (22)

Это ур-ие учитывает потери в потоке пара на основании опыта. Если р > р", то р_т > p_s(кривая Ь) и G < G_m. В пределах ε=ε" и е== 0 величина G м. б. определена приближенно

|-»{.ΚΪ.ΐΛ[ι-(ί=|)·], (23)

£- S 2,2 У q. ε (1,09 - ε). (23а)

Еслир=ρό, то при этом p₂=p_m=p₀=p0 и явление истечения не будет иметь места (кривая а).

Q.

На фигуре8 нанесено пунктиром отношение -тт- для расширяющегося сопла при qs2 по ур-ию(23а).

Истечение из сопла с косым срезом. Косой срез в соплах (фигура 11) создает тр-к АВС дополнительного расширения, как бы увеличивающий сечение сопла, благодаря чему достигается скорость выше критической, даже в случае суживающегося сопла. При давлении в сечении ВС, равном Сдавлению окружающей среды, сопло работает так же, как и без косого среза, то есть без отклонения струи. Если противодавление меньше, чем давление в сечении ВС, то происходит расширение как в косом срезе, так и в окружающей среде за соплом. Если же давление в сечении косого среза будет больше давления окружающей среды,

лопатками. Для практич. целей может иметь значение, угол истечения пара а, к-рый с достаточной точностью м. б. определен (фигура 11) по ур-ию (14)

Sin a_w _ bц, Sill α₂ ^— b²

^w * f2 ~ ”2 fwi

sin a_w _ Ijp _ f? //m __ Я sin a₂ ~ f₂~ f-JIm ~ Я

(24)

Здесь q представляет собою степень расширения струи согласно ур-ию (17). Т. к. незначительное отклонение струи связано с меньшими потерями, чем чрезмерное отклонение с последующим сжатием внутри сопла, то несколько преуменьшенная степень расширения оказывается более выгодной, чем повышенная. При нерасширяющихся соплах q=1; отклонение струи имеет место лишь тогда, когда w>iv_s.

Поток пара при наличии потерь. Потери, неизбежные при протекании пара через сопла, возникают при входе, по пути и при выходе. Криво тинейные канал и рабочие лопатки вызывают ббльшие потери, чем каналы с прямой осью. В каналах, в которых имеет место расширение пара, скорость при выходе больше, чем при входе. Приращение скорости происходит только в конце канала, за изгибом. В нерасширяющихся каналах разница между скоростями входа и выхода незначительна и пар проходит через место изгиба с относительно большой скоростью. Вследствие этого при прочих одинаковых условиях дополнительные потери, возникающие вследствие изгиба, оказываются, вообще говоря, меньше в расширяющихся каналах, чем в неимеющих ушире-ния. При течении пара со скоростью, превышающей скорость звука, присоединяются еще потери, обусловленные сжатием при колебаниях. Точное вычисление потерь невозможно; они м. б. определены введением скоростных коэф-тов. При абсолютных скоростях эти коэф-ты обозначаются обычно буквой φ, а при относительных—буквой у>.

Преобразование энергии в рабочем колесе. Предположим, что во вращающемся канале (фигура 12) окружная скорость при входном сечении itj возрастает до значения м₂ при выходе и что относительная скорость входа пара равна w_x, а относительная скорость выхода равна w ₂. Для соблюдения условия безударного входа струи скорость w_x должна иметь направление касательной к входной, кроме канала. Абсолютная скорость входа пара с_х равна геометрии. сумме гс₁ и и, а абсолютная скорость выхода пара с₂ равна геометрии. сумме w₂ и м₂.

В канале за счет расширения возникает дополнительная кинетическая энергия. В этом случае для канала располагаем энергией (с] + Дм;²): ?д.

Из этого количества только часть передается каналу в виде механич. энергии; энергия

-2

выходящего пара Ά и энергия на покрытие 2 д потери при движении в канале z_w пропадают;

кроме того должен быть затрачена энергия ^ь2-щ для

2 я повышения скорости пара от и_г до и₂. Поэтому мощность, переданная лопаткам, составляет с² + Δχν² — (с|+ΐ-1 —у|)

Фигура 12.

В, =

2 Я

Потеря на движение внутри канала равна

2, * 2

W] -f A-W — Ч>2

^gw - ^ ·

Поэтому энергия, переданная лопаткам,составит с;+Ц)-Ц.| —cS.-n|+wl 2 д

Если обозначить проекции с₁ и с₂ на касательные к окружностям через с_1и и с_2м, то получим (фигура 12):

L_u=“^«±“*^с™ кем/кг.¹ (25)

Знак (+) должен быть применен в том случае, если с_2и и и₂ направлены в противоположные стороны, знак (—), напротив, если е_2и и и₂ имеют одно направление. Если вместо с_1г, и с_2м ввести w_lu и w_2u—проекции относительных скоростей на касательные к окружности, то

К —

ЩЦДи -f-noW-a и — (ΐί₂ — ’Ч) 0

Σ·(1Ι· w„)-(! j-uf)

я

Здесь произведение и₂ w_2u всегда положительно, т. к. w_2u всегда направлено в сторону, противоположную и₂. Мощность на окружности колеса равна

N_U=G · L_u (кгм/ск), а вращающий момент

М=(кгм),

где со представляет собою угловую скорость. Если ίί₂=Μ, то

L_u-~-(c_1u±c_2u)=^. 2 «V (26) Уравнения для L_u м. б. составлены без затруднений также на основании закона импульсов.

*8

Ступени. Направляющий аппарат и соответствующее рабочее колесо составляют одну ступень. Характерным признаком активной ступени является преобразование потенциальной энергии пара в кинетическую исключительно в соплах, вследствие чего давление пара при проходе рабочих лопаток остается постоянным, а следовательно это давление перед рабочим колесом

Фигура 13 и 1А.

одинаково, как и за рабочим колесом. Такого рода ступени правильнее называть ступенями равного давления. В ступенях реактивных или ступенях избыточного давления потенциальная энергия пара преобразуется в кинетическую не только в направляющем аппарате, но и в ме-ждулопаточных каналах рабочего колеса. Давление пара перед рабочим колесом больше, чем за ним. В зависимости от движения пара по направлению, параллельному оси вала, или по радиусу различают ступени аксиальные и радиальные. Подвод пара называется полным, если сопла непрерывно расположены по всей длине окружности диска, и парциальным, если отверстия сопелпокры-вают часть длины окружности рабочего колеса.

Характер работы и кпд ступеней. Активные ступени. На фигуре 13 и 14 дан разрез активной ступени, на фигуре 15— соответствующая диаграмма г—s и на фигуре 16— «план скоростей». Треугольник, соответствующий выходу пара, изображен на фигуре 16 дважды: один раз сплошными линиями в его естественном положении и вторично пунктиром при повороте на 180°, на стороне, соответствующей впуску пара. Последнее изображение более наглядно для оценки работы ступени. Пар поступает в сопла при давлении р_и темп-ре t₁(или при паросодержании х_г), теплосодержании ίχ и со скоростью с₀ и расширяется в каналах соответствующих ступеней до противодавления р₂. При потоке без потерь теплосодержание пара после расширения равно i у и соответствующий перепад тепла h_s=i_x — i_c. Так как кинетическая энергия притекающего пара п_п =, то «тепловой напор» составляет

/г=h₀ + he несоответствующая скорость пара с= 91,53 Yh_c’. Вследствие потерь, возникающих в соплах, а также в пространстве между соплами и лопатками, с уменьшается до значения βχ=ψχ· с причем ψχ < 1. Допустим, что угол, образованный направлением

C₁ с направлением окружной скорости и, равен а_с1. Если отклонение струи не имеет места, то а_с1 равно углу выхода из сопла а₂.

По Сх, а_с1 и и определяется величина Wx и угол jS_wlнаправления относительной скорости входа пара. Вход пара принят безударным. Пар поступает в рабочие каналы со скоростью Фигура 15.

Wx,направление которой изменяется на угол β,_ρ2. Вследствие потерь в рабочих каналах относительная скорость выхода w₂ меньше w_t, а именно полагаем w₂== y>-Wx, где ψ<1. По w₂, β,_№2 и и определяется абсолютная скорость выхода с₂ и ее направление а_с2. Если G—количество пара, прихо

дящееся на ступень в килограммах/ск, то теоретич. мощность одной ступени без учета потерь составляет

aV=(;·£-· (27)

Из ур-ий (26) и (27) определяем кпд, отнесенный к располагаемой энергии:

At 2и( 0_)г( +и>2м) 2ηΣλυ_Μ /OQ

^V

Если

β,η=/S®₂, TO w_2l(=ψ(ψχ e cos a_ci-и), a

, _ 2u(l+y)(<p_l-c COS а_сх~и)

_c2

Подставляя=ν, получим

»)= 2г(1 + ν^,)(?^,ι cos а_с1 —г). (29)

В этом специальном случае при постоянных значениях <р_х, и а_п кпд зависит только от ν. При ν=0 и при ν= <ρχ cosa_ci получим η=0. Между этими обоими крайними значениями η меняется по параболе (фигура 17) с

максимальным значением η_ηι при v=v_m, ко-торое м. б. найдено путем диференцирования ур-ия (29):

v_m=0,5 · φ₁ · COS а_с1, (30)

Vm=0,5<pf · (1 + ν’) cos² a_n. (31)

Если β_№ί ^ β_№2, ур-ие (30) остается в силе, в то время как ур-ие (31) должен быть заменено ур-ием

η_η=0,5<р? (1 + Ψ cos²a_cl.

Коэфициент v составляет около 0,45. Если непосредственно за ступенью следует другая с тем же приблизительно диаметром, то стараются скорость при выходе с₂ возможно полно использовать в следующей ступени. От выхода из следующей ступени е₂уменьшается до с₃== <Р2 · с_г. В следующей ступени с₃ должен быть Фигура π. обозначено, как ра нее, через с_а. Кпд ступени с использованием энергии скорости выхода предыдущей ступени целесообразно относить не к К, а к h_e. Если подставить с=91,53 УК, то получим

—У-i

%

(32)

при

βΐΰΐ ⁼ βΐ(:2 И V е=—^се

%=2vl(l + ψ) _ 1 j ; (33)

ν при известных допущениях м. б. выражено через v_e, однако удобнее определять η_ε путем

ного значения, и величина η_ΒΜ больше соответствующих значений v_m и п_т для ступени без использования выходной скорости. Так как по обеим сторонам направляющих дисков (перегородок) давление различно, то имеет место утеч ка, то есть часть пара G_sp данной ступени течет в обход сопел через зазор между направляющими дисками и валом или втулкой, что ухудшает кпд.

Ступени скорости. Если характеристический коэф. ν активной ступени настолько

мал, что отношение — меньше, чем примерно

0,5, выгодно использовать скорость выхода с₂в ступени скорости. На фигуре 18 и 19 представлена схема венца с двумя ступенями скорости; фигура 20 дает соответствующий план скоростей с повернутыми тр-ками, соответствующими выходу пара. Пар, покидающий рабочий венец А с абсолютной скоростью с_2А, подводится

Фигура 21.

Фигура 22.

венцу В, отклоняется в нем и поступает^жво второй рабочий венец С; в венцах В и С пар не расширяется. В венце С пар отдает часть своей энергии подобно тому, как это имело место по отношению к венцу А. Если и после этого скорость выхода е_2с еще достаточно велика, она может быть использована в следующей ступени скорости. В активных Т. с комбинацией ступеней давления и скорости каждая ступень давления состоит из колеса (диска) Кертиса с 2—3 ступенями скорости. По числу рабочих венцов различают двухвенечные или многовенечные ступени Кертиса. Кпд исчисляется, как и при активных ступенях, по ур-ию (28);

при этом £w_u=2w_uA + Σ»_Μβ при ступенях с 2—3 венцами, v_mnx находится в пределах 0,22—· 0,15 и vmax=0,68^-0,60. Нек-рые конструкции ступеней Кертиса с аксиальным или радиальным впуском пара выполняются с одним только рабочим венцом, так что пар многократно подводится к одному и тому же венцу, для чего ставят вторично подводящие лопатки.

Аксиальные реактивные ступе-н и. На фигуре 21 и 22 представлен разрез по реактивной ступени, на фигуре 23—план скоростей с перевернутым тр-ком выпуска и на фигура 24—соответствующая часть диаграммы г — я. Ступени выполняются всегда группами с использованием скорости выпуска, и с полным напуском пара. Обозначим скорость поступления пара на рабочий венец через с₀ и соответствующую кинетич. энергию через h₀. В соплах пар расширяется от состояния р, t_l,i₁ до промежуточного давления р_г, вследствие чего освобождается соответствующий расширению перепад тепла — В сопле располагаем энергией h_c’=h₀+h_e. При протекании пара без потерь скорость выхода из сопел с=91,53 J//г/. Вследствие сопротивлений в соплах и лопатках с уменьшается до с=ψ_ι с. По с_1г и и а_с1определяется относительная скорость входа го_хи ее направление β„_χ. При входе в лопатки рабочего колеса w_x уменьшается до значения ιν₀=ψ₁ w_x. При этом теплосодержание составляет:

Vo ⁼ V “Ь У· с ft cl ) “Ь id ft’ivo)·

В рабочих каналах пар расширяется от состояния φ_ζ, г_ю0 до противодавления р₂, в силу чего освобождается перепад, соответствующий расширению в лопатках 1ι"_ε=г_т — г,/. Отсюда м. б. определена энергия h_w=h_w0 + h"_e и относительная скорость при протекании пара без потерь w=91,53]/h_w. Вследствие потерь при прохождении пара через рабочие каналы w уменьшается до w₂=ψ₂ w. По w₂, и и м. б. получена абсолютная скорость выхода с₂и ее направление а_г1. Вследствие потерь на движение в зазоре с₂ уменьшается до с₃=<р._г- с₂. С этой скоростью пар достигает сопел следующей ступени, в которой повторяется предыдущий

h_e

процесс. Отношение г=— называется сте-

h_e + h_e

пенью реактивности. При ступенях с небольшим перепадом г приближается к 0,5, причем тр-ки скоростей входа и выхода струи почти совпадают. Для направляющих и рабочих лопаток применяются одинаковые профили. При ступенях с большим перепадом г б. ч. меньше 0,5; в этом случае для направляющих и рабочих лопаток должны применяться различные профили. Сумхма перепадов h_e+ hi несколько больше, чем перепад ступени h_e=i_x—i₂(фигура 24), однако разница очень ничтожна. Кпд реактивной ступени всегда относят к перепаду в h_s. Еели обозначить соответствующую h_e (фиктивную) скорость пара

V=91,53 ]/*7,

ТО

При ступени с совпадающими тр-ками скоростей, для которой г=0,5, c=w, с₁=w₂, w₁=С-2) Wq — с₂ — с₀, а_с1=>

и если кроме того —=ν_ε, то

(35)

Здесь точно так же, как и в ур-ии (33), удобнее определять η_ε путем построения диаграммы скоростей. При реактивных ступенях различное давление имеет место не только по обеим сторонам направляющих лопаток, но также и по обеим сторонам рабочих лопаток; поэтому часть пара, поступающего на данную ступень (утечка рабочих колес), утекает через зазор между рабочими лопатками и корпусом, при камерных ступенях через лабиринтовые уплотнения около вала, а при барабанных ступенях через зазор между направляющими лопатками и внешними стенками барабана. Наиболее благоприятное значение характеристики кпд vem составляет примерно 0,7, при неплотности равно 0, при перегретом паре и лопатках соответствующей длины мог бы быть получен кпд η_εηι от 0,9 или выше. Однако вследствие неплотностей указанный максимальный кпд понижав гея; точно так же уменьшается при слишком длинных или слишком коротких лопатках. Поперечные сечения каналов определяются по ур-ию неразрывности струи для направляющих лопаток

f =(G — G_sp) · -f, (36)

для рабочих лопаток

f₂=(G-G_3p) (37)

Радиальные реактивные ступени выполняются т. о., что диски Т. с лопатками вращаются в разные стороны. Этот тип ступеней был впервые предложен Юнгстремом и поэтому м. б. назван ступенью Юнгстрема (г-ступень). На фигуре 25 дан "разрез через такую

ступень, на фиг 26—соответствующий план скоростей и на фигуре 27—диаграмма г—s. Пар, вышедший из рабочего венца предыдущей ступени с абсолютной скоростью с₀, направлением а_с1, проходит без изменения направления во вращающийся в противоположную сторону рабочий венец той же ступени. При этом теряется в зазоре часть скорости, т. ч. на рабочий венец пар поступает с абсолютной скоростью с_х=ψ с₀. Окружная скорость в месте входа щ меньше, чем окружная скорость м₂ при выходе из рабочего венца. По значениям Си и_х и а_с1 определяется относительная скорость входа w_x при направлении /5_Ж1. При входе в рабочие каналы w_xуменьшается до w_a=γ_χ w_x.

Теплосодержание в этом месте составляет i„₀. В рабочих о~ каналах пар отклоняется в направлении β,_ν2 и расширяется в них от состояния р_х, г_ото До р₂, причем освобождается тепло при расширении соответственно перепада h_e=г_и0 — г„. При прохождении пара без потерь должна была бы получиться относительная скорость выхода

w’=91,53 У h_w„ + h.

Фигура 27.

Однако вследствие потерь при протекании пара по каналам w понижается до w₂=tp₂ tv. По w₂, м₂ и β„₂ определяется абсолютная скорость выхода с₂, с которой пар поступает в рабочий венец, где повторяется тот же процесс. Все расширение происходит в рабочем венце, т. о. степень реактивности г — 1. Т. к. абсолютная скорость не меняет направления, то неподвижные направляющие аппараты излишни. На фигура 25 для ясности показаны пунктиром направляющие лопатки, которых в действительности нет. Т. о. каждый отдельный рабочий венед представляет собою одну ступень давления. Кпд ступени [см. ур-ие (25)]:

η_ε 2(^ц1‘^с1 и+“2^с2и) ^ (38)

4

План скоростей ступени Юнгстрема, если пренебречь разностью окружных скоростей, очень похож на диаграмму активной ступени при βιη=βυιζ (фигура 16), только места относительной и абсолютной скорости взаимно изменены. Соответственно с этим кпд обоих типов ступеней при одинаковом ν_ε и одинаковых углах отличаются друг от друга лишь постольку, поскольку различны коэф-ты скорости.

Ступени при низкой степени реактивности. В нек-рых случаях одно-или многовенцовые колеса выполняются с незначительной только реактивностью (г<0,15). При этих ступенях план скоростей лишь незначительно отличается от такового активной ступени или колеса Кертиса. Лопатки имеют сходство по профилю с лопатками для активной ступени или для колеса Кертиса. Поэтому эти ступени правильнее было бы отнести к активным и обозначить как ступени Аг или Сг. При ступенях Аг с короткими лопатками, малым диаметром и малым перепадом между ступенями, следовательно при малом объёме пара, в реактивных ступенях достигается заполнение лопаточных каналов, что оказывает благоприятное влияние на кпд. При ступени Аг с большим диаметром, большим перепадом между ступенями и длинными лопатками, благодаря реактивному действию пара отношение длины лопаток к высоте сопел будет не столь велико, как при активных ступенях. Подобное же значение имеет реактивное действие пара при ступенях Сг. Чем больше величина характеристич. коэф-та ступени ν, тем длиннее должен быть лопатки последних венцов в случае отсутствия реактивности. Благодаря реактивности м. б. получено укорочение лопаток. Наиболее выгодное значение vsm при ступенях Аг практически будет одинаковое и при ступенях А с использованием скорости выхода без реакции; максимальный кпд η_εт при прочих равных условиях м. б. несколько лучше, чем при ступенях А, пар в которых протекает через каналы лопаток в виде свободной струи. Наивыгоднейшее значение η_επι для ступеней Сг больше, чем для ступеней С без реакции. Максимальный кпд η_ειηαχ также м. б. выше при ступенях Сг, чем при ступенях С без реакции; при перегретом паре при двухвенцовых ступенях Сг м. б. достигнуты кпд ок. 0,75.

Соображения при выборе типа ступеней. При обсуждении вопроса о преимуществах А- или Д-ступеней, при прочих равных условиях в отношении получения наибольшего кпд, следует иметь в виду, что несмотря на очевидные выгоды реактивных ступеней следует противопоставить им также нек-рые недостатки; т. о. в отдельных случаях это зависит от преобладания преимуществ или недостатков. Достоинством реактивных ступеней является меньшая кривизна канала между лопатками, чем в активных ступенях; пар протекает через изогнутую часть канала с меньшей скоростью, которая повышается только за изгибом. Относительная скорость выхода меньше, вследствие чего рабочие каналы полу чаются большего сечения, чем в Д-ступени. При барабанных конструкциях сопла занимают меньшую длину по оси, поэтому объём машины получается меньший. Однако уменьшение габаритной длины имеет тот недостаток, что шаг и поперечное сечение отдельных сопел получаются меньшие, вследствие чего повышаются потери. Дальнейшим недостатком являются большие потери в неплотностях, так как при барабанном типе зазоры примыкают к большому Диаметру и вследствие этого имеют значительный размер. Кроме того вследствие избыточного давления перед лопатками часть пара непроизводительно обтекает рабочие каналы. Этот избыток давления вызывает также осевое усилие, к-рое может компенсироваться тем, что пар в двух группах ступеней проходит в противоположных направлениях, или путем применения уравновешивающих поршней, или наконец усилие это может восприниматься упорным подшипником. Реактивные ступени всегда выполняются для полного расхода пара; вследствие этого при малом объёме пара всегда получаются очень короткие лопатки, если нежелательно применять малые размеры диаметра. Малые же диаметры имеют в свою очередь тот недостаток, что для определенного перепада давлений требуется большое число ступеней. Т. о. для очень малых объёмов пара реактивные ступени не подходят. При очень большом объёме пара, чтобы не получилось слишком длинных лопаток, необходимо применять большие диаметры. В соответствии с этим перепад давлений в ступенях также должен быть значительным. Это обстоятельство в свою очередь вызывает тот недостаток, что при г=0,5 объём при выходе из рабочих лопаток получается значительно больший, чем при выходе из сопел. Профили лрпаток должен быть различными, что оказывает плохое влияние на использование. В общем следует считать, что ступени с реактивностью около 0,5 подходят только для средних объёмов; однако резкие границы не м. б. установлены. В пределах малых объёмов предпочтение отдается активным ступеням, причем небольшая реактивность м. б. полезна. При очень большом объёме как активные, так и реактивные ступени при г^0,5 имеют недостатки; при последних условиях поэтому предпочтение следует отдать реактивным ступеням с г<0,5 или активнореактивным ступеням. Ступени Юнгстрема имеют преимущество в отношении весьма малого занимаемого объёма, так как при них отсутствуют какие-либо сопла, однако при больших объёмах пара они не выполнимы. Кроме того при них должны применяться два вращающихся в противоположные стороны вала и две рабочие машины. Ступени Кертиса имеют тот недостаток, что максимальный достигаемый кпд меньше, чем при активных, реактивных и активно-реактивных ступенях. С другой стороны, преимущество их состоит в том, что при одинаковом диаметре перепад давлений получается больший, чем в указанных ступенях. Поэтому они м. б. применимы для высоких давлений. В многоступенчатых Т. с регулированием посредством включения или выключения сопел они применяются с успехом точно так же, как и активные ступени в качестве регулируемых ступеней с парциальным напуском пара. Они применяются также часто для Т. меньших мощностей, с малыми перепадами давления, в качестве только един-

сгвеннои ступени, если количество расходуемого пара не представляет существенного значения (например для небольших Т. с противодавлением или для Т., приводящих в движение вспомогательные насосы для конденсации или питания котлов).

Конструкция Т. пШ,

По числу ступеней различают Т. одноступенчатые и многоступен-чатые. Одноступенчатые [ ;| |

Т. находят применение в мелких по мощности агрегатах и гл. обр. в меняется также в нескольких ступенях части высокого давления. На фигуре 35 ступени Т. высокого давления имеют парциальный подвод пара. Если объём пара оказывается настолько большим, что лопатки получаются недопусти

Фигура 28.

качестве служебных машин. Они снабжаются в этом случае активной ступенью с парциальным впуском пара. Для этих Т. кпд получается невысокий. Т. с одной ступенью давления и несколькими(2—5) ступенями ^скорости, представителем которых является турбина Кертиса (фигура 32—Т. с противодавлением при 8 000/1 500 об/м. для генератора в 250 kW). Все Т. средних или больших мощностей выполняются с несколькими или со многими ступенями (фигура 28Г, 31, 33, 31, 35, 37). При очень большом числе ступеней или при очень высоком давлении пара не всегда возможно разместить все

«S1.4.

мой длины, то ступени разбиваются на отдельные группы и размещаются в отдельных, параллельно включенных цилиндрах. При разбивке на две группы расход пара устанавливается примерно в половинном количестве (фигура 29—31). На фигуре 28 представлен разрез Т., по к-рому видим, что пар из цилиндра высокого давления подводится во второй цилиндр по трубе прямоугольного сечения и развет

ступени в одном корпусе; в таких случаях Т. выполняются или двух- или многокорпусные (фигура 28, 29, 35). Большинство Т. строится с горизонтальным валом. С вертикальным валом выполняются иногда вспомогательные Т. для конденсационных установок. В многоступенчатых Т. применяется количественное регулирование. Это регулирование включением или Выключением большего или меньшего числа сопел осуществляется по конструктивным условиям только для первой ступени. Однако при малых объёмах пара парциальный подвод при вляется по трем патрубкам, проходя” затем через четыре группы ступеней низкого давления (по две ступени в каждой группе). Для уравновешивания осевого давления параллельно включенные группы ступеней расположены по противотоку. Последовательные группы реактивных ступеней по той же причине часто располагаются также по противотоку. На фигуре 29 цилиндры высокого и среднего давления расположены друг за другом по противотоку. Цилиндр низкого давления состоит из семи дублированных ступеней с подводом пара посредине цилиндра. По характеру работы пара в отдельных ступенях различают активные (фигура 28, 32—35, 37), реактивные (фигура 30, 31) и комбинированные Т. (фигура 29);

в последних имеются как активные, так и реактивные ступени. По основному направлению тока пара различают осевые и радиальные Т.

Фигура зо.

Большинство построенных турбин относится к осевым, однако в последнее время завоевали прочное положение и радиальные турбины типа Юнгстрем, выполняемые с двумя валами, вращающимися в противоположных направлениях. Для более крупных мощностей применяют конструкцию турбин радиально-осевую. В ней кроме радиальных рядов лопаток

Фигура 31.

имеются в конце еще аксиально расположенные ряды. Подобного рода Т. изображена на фигуре 30. Далее различают Т. с прямым и с разветвленным потоком пара. В первых все количество пара, не считая неизбежных потерь в неплотностях, проходит через все ступени.

Сюда относятся конденсационные Т. (фигура 28—31), отработанный пар которых конденсируется в конденсаторе, и Т. с противодавлением (фигура 32—

33), отработанный пар которых используется для нагревательных целей. В Т.с разветвленным потоком только часть пара производит работу во всех ступенях, в то время как остальная часть пара производит работу только в части ступеней. Примером таких Т. являются Т. с отбором пара (фигура 34, 35), в которых часть пара отбирается из одной или нескольких ступеней для целей нагревания, в то время как отработанный пар или идет в конденсатор—конденсационные Т. с отбором пара (фигура 34) или то же применяется для нагревания—Т. с противодавлением и отбором пара (фигура 35). Далее рассматривают типы Т. смешанного давления. Эти Т. строятся б. ч. для двух давлений (фигура 37). Т. имеют либо постоянное число оборотов, например для работы с электрич. генератором, либо переменное—для работы с компрессорами, насосами или пропеллерами. Когда экономич. число оборотов Т. значительно отличается от такового приводимой во вращение им машины, между ними вводится редукционная передача.

Регулировка. Назначение регулирования при переменных нагрузках заключается в том, чтобы иметь или постоянными или переменными в зависимости от эксплуат-онных условий следующие основные факторы: число оборотов турбины, давление, а также и разность давлений пара. Изменение этих

Фигура 32.

факторов зависит от расхода пара в регулирующих органах. Регулирование может производиться или от руки или автоматически, первое применяется только в особых случаях, например при пропеллерных Т., а второе—в промышленных установках или в Т. электростанций, причем только дополнительные или перегрузочные вентили управляются вручную. Автоматич. регулировка осуществляется регулирующими органами непосредственно или в зависимости от регулируемых факторов. При этом различают регулирование торможением и регулирование изменением наполнения. В первом * случае одним вентилем дросселируется все количество пара, к-рое подводится к данной ступени. Во втором же случае количество подводимого пара к Т. изменяется включением или выключением сопел при помощи впускных клапанов. Клапаны, подводящие пар к

Фигура зз. отдельной группе сопел, открываются или закрываются последовательно. При этом, прежде чем один из клапанов будет вполне открыт или закрыт, уже открывается или закрывается соседний, так что имеет место нек-рое перекрытие клапанов. В Т. с дроссельным ре-

гулированием, допускающим временную перегрузку, как правило предусматривается установка перегрузочного вентиля (байпасе), посредством которого подводится свежий пар к промежуточным ступеням. Во всех Т. на подводящей трубе должен устанавливаться регуля

тор безопасности (быстродействующий клапан), к-рый при определенном превышении числа оборотов совершенно прекращает доступ пара к Т. Смотря по тому, установлена ли зависимость регулирующего органа от двух или большего числа факторов, различают простое и сложное регулирование. Простое регулирование обычно применяется в конденсационных Т. Регулирующим органом является центробежный регулятор, приводимый в действие от вала Т. Между регулятором и регулирующим органом включается сервомотор, работающий под давлением масла. При сложном регулировании, в зависимости от одного или нескольких факторов, перемещается также один или несколько регулирующих органов. Сложная регулировка осуществляет быстрое достижение нового устойчивого режима работы. Самый простой случай сложного регулирования имеет место в Т. с противодавлением, в которых число оборотов и величина противодавления должны поддерживаться постоянными. Оба эти фактора одновременно воздействуют на регулирующий орган. При Т. с противодавлением и отбором пара в одной точке должно кроме того поддерживаться постоянным давление отбора; в этом случае необходимы два регулирующих органа, из которых один регулирует подвод свежего пара, а другой—перепуск пара из части высокого в часть низкого давления. Оба регулирующих органа находятся одновременно под воздействием давлений отбора, противодавления и числа оборотов. Для каждого следующего места отбора необходим новый регулирующий орган. Мощность, развиваемая Т., зависит для обоих ^указанных типов от расхода пара на отопление и не м. б. установлена соответствующей потреблению. Если последнее больше развиваемой Т. при отборе пара на отопление, то недостающая мощность покрывается из какого-либо иного источника. Если же, наоборот, потребляемая мощность меньше, то через Т. пропускается только соответствующее этой мощности количество пара, а недостающее количество на отопление м. б. получено непосредственно от г:аровой котельной установки. В обоих случаях включением парового аккумулятора м. б. достигнуто сравнивание колебаний расхода пара. Напротив, в конденсационной Т. с отбором пара и в Т. двойного давления нагрузка м. б. установлена в соответствии с потребностью. В насосах и компрессорах между числом оборотов и количеством подаваемой "жид хости или воздуха существует закономерная зависимость. В турбинах, соединенных с подобного рода рабочими машинами, регулирование имеет целью устанавливать число оборотов в соответствии с условиями работы.

Типы Т. а) Конденсационные Т. с единым потоком пара работают б. ч. на паре высокого давления свыше 10 atm. Отработанный пар поступает из них в конденсатор. Величина достигаемого вакуума зависит от ί°, количества охлаждающей воды и от величины поверхности конденсатора; б. ч. вакуум превышает 90% барометрического давления. При небольших и средних мощностях Т. выполняются однокорпусными с небольшим количеством ступеней, а при больших мощностях одно-или многокорпусными с большим числом ступеней. Фигура 28 изображает двухкорпусную активную Т. фирмы VVumag, построенную на мощность S3 000 kW, 3 000 оборотов и t° охлаждающей воды 15°, то есть для очень высокого вакуума. Часть высокого давления состоит из колес ι Кертиса с двумя вендами рабочих лопаток и

Фигура 35.

9 активных ступеней, диаметр которых постепенно возрастает. Часть низкого давления состоит из 4 групп по 2 активные ступени в каждой, причем пар разветвляется и течет в противоположные стороны через симметрично расположенные группы ступеней. Отработанный пар выходит по двум патрубкам. На фигуре 29 изображена трехкорпусная Т. ВВС, построенная на мощность 20 000—125 000 kW при 1 500 об/м. и 20 000—75 000 kW при 1 800 об/м. Часть высокого давления состоит из 2 активных дисков, к которым примыкает составной барабан с реактивными ступенями; часть среднего давления состоит из аналогии-

ных реактивных ступеней, по которым пар проходит в направлении, противоположном части высокого давления. Ротор части низкого давления состоит из отдельных дисков, имеющих каждый по 2 рабочих венца, за исключением последнего, имеющего всего один рабочий венец. Фигура 30 изображает разрез через верхнюю часть построенной фирмой MAN турбины системы Юнгстрема с валами, вращающимися в противоположные стороны. При больших мощностях Т. работает с конденсационным устройством. Пар через выпускной вентиль входит в паровую камеру 5 и оттуда к первому венцу радиальных реактивных лопаток 1, через которые он проходит изнутри наружу. При этом он отдает часть своей энергии обоим дискам Т., которые вследствие этого приходят во вращение в противоположных направлениях. По выходе из последнего радиального венца пар проходит две аксиальные ступени 2, разделенные на два потока, направленных навстречу друг другу. Пар оказывает на оба диска аксиальное давление, для разгрузки которого на каждой стороне предусмотрены уравновешивающие давление шайбы 3 и 4; из них одна вращается вместе с диском, в то время как вторая стоит неподвижно и передает давление на корпус Т. При перегрузке свежий пар подается к камере б, а оттуда к одной из промежуточных ступеней турбины. Аксиальные ступени необходимы лишь тогда, когда количество отработанного пара очень велико; вследствие этого конденсационные Т. для небольших мощностей и Т. с противодавлением имеют только радиальные ступени. Конденсационные Т. низкого давления, работающие отработанным паром поршневых паровых машин, например машин прокатных станов, подъемников, паровых молотов и тому подобное., называют Т. мятого пара. Поступающий неравномерно и толчками пар предварительно направляется в тепловой аккумулятор и затем в конденсационную Т. Турбины мятого пара имеют тот недостаток, что их мощность находится в зависимости от имеющегося в наличии количества мятого пара. Поэтому они могут применяться только при параллельной работе с другими машинами. Если подача мятого пара по каким-либо причинам прекращается, то турбина может работать только до тех пор, пока не истощится запас пара в аккумуляторе. При наступлении этого момента Т. должна быть остановлена. Во избежание этого к Т., работающей мятым паром, должен быть приключена еще часть высокого давления, которая в момент отсутствия мятого пара питается свежим паром. Давление пара для конденсационных турбин как правило практически постоянно. Однако в известных случаях пар применяется с сильно меняющимся давлением, например когда он получается из теплового аккумулятора, находящегося под высоким давлением (аккумулятор Рутса). Подобные Т. устанавливаются на электростанциях для покрытия пиков нагрузки. В те периоды времени, когда потребность в токе незначительна и в распоряжении имеется большое количество пара, аккумуляторы заряжаются. Во время зарядки пиковая Т. бездействует; она вступает в работу только в момент пиковой нагрузки и питается при этом паром из аккумулятора. Для работы при сильно колеблющихся давлениях пара приспособлена Т. SSW-Roder, которая состоит из двух поточных реактивных ступеней барабанного типа и имеет три группы регулирующих клапанов. Пока давление в пароаккумуляторе велико, пар поступает в турбину через среднюю группу и проходит через все ступени. Только когда давление в аккумуляторе падает ниже 5 atm, открывается вторая группа, через к-рую подводится пар к пятой ступени перед концом разряда; третья группа подает пар непосредственно к 11-й ступени. На электростанции Шарлотенбург Берлинского объединения элек-трич. станций установлена Т., построенная для нормальной мощности 20 000 kW и для временной пиковой нагрузки 25 000 kW.

b) Т. с противодавлением устанавливаются в тех производствах, где потребляется большое количество пара низкого давления для отопления, для сушилок и других целей. Пар от котлов используется сначала в Т., а затем в нагревательных приборах. Подобная установка является более экономичной по сравнению с той, когда энергия получается от конденсационной Т., а на отопление расходуется пар непосредственно от котлов. В конденсационных Т. тепло отработанного пара, составляющее свыше 50% тепла, заключающегося в свежем паре, непроизводительно уносится с охлаждающей водой. Напротив, тепло, содержащееся в мятом паре (Abdampf) Т. с противодавлением, почти полностью м. б. использовано для нагревательных целей. Это отходящее тепло при его использовании следует рассматривать как полезную энергию. Потери теплосиловой установки складываются из потерь в котлах, передачи тепла во внешнюю среду вследствие излучения и теплопроводности и из механич. потерь в Т., т. ч. термин, кпд всей установки только немногим ниже кпд котлов, как бы высок или низок ни был кпд Т. с противодавлением. Однако этот кпд при известных условиях оказывает влияние на экономичность установки. Он не оказывает влияния только в том случае, если количество пара, требуемое для отопления, настолько велико, что за счет его можно было бы выработать большее количество механич. энергии, чем это требуется, и если часть пара, необходимого для нагревания, приходится непосредственно вводить в нагревательную систему в виде дросселированного пара. В этом случае нет никакого смысла устанавливать дорогую Т. с противодавлением, с высоким кпд, повышая стоимость установки. Наиболее подходит в этом случае простая и дешевая Т. В тех же случаях, когда требуется большая мощность, чем та, которая м. б. получена в Т. за счет использования пара, идущего на отопление, недостаток мощности должен покрываться или другими машинами (на той же станции) или энергией, получаемой извне. То и другое обусловливает значительно более высокую стоимость вырабатываемой энергии, поэтому предпочтительнее иметь возможно ббльшую мощность за счет расширения пара, идущего для нагревательных целей, и следовательно устанавливать Т. с противодавлением, с возможно лучшим кпд. Если расход пара в Т. с противодавлением изменяется в сторону уменьшения или увеличения по сравнению с потребностью в паре для нагревания, то выравнивание колебаний достигается установкою теплового аккумулятора, к-рый в период большей потребности пара для получения энергии поглощает избыточный пар, а в период большей потребности для отопления отдает в нагревательную систему -недостающее количество.

Вместо Т. с тепловым аккумулятором может быть также установлена Т. с отбором пара. Одноступенчатые Т. с противодавлением как правило применимы тогда, когда речь идет о небольших мощностях или когда кпд Т. не играет существенной роли. Они состоят б. ч. из ступени Кертиса с двумя или тремя вендами лрпа-ток. Многоступенчатые Т. состоят из нек-рого числа активных или активно-реактивных ступеней; при большом конечном объёме пара последние ступени выполняются также в виде реактивных барабанных ступеней. При относительно небольшом объёме пара разделение его на два потока не применяется. Первая ступень имеет парциальный впуск пара и является активной ступенью или колесом Кертиса. Фигура 32 изображает одноступенчатую Т. с противодавлением фирмы Борзиг небольшой мощности (до 250 kW) при и=8 000 с редуктором для работы с генератором п=1 500 об/м. Ротор состоит из ступени Кертиса с количественным регулированием, с парциальным впуском пара. Фигура 33 изображает Т. противодавления фирмы Эрликон с 6 активными ступенями, мощностью в 850 kW, 33 atm абс., 350°, с противодавлением в 6 atm абс. и п=6 800 с редуктором для №=3 000. Т. имеет две группы автоматически регулируемых сопел для полной и половинной нагрузки. Впуск пара в первых трех ступенях производится только на нижней половине, а последние две ступени имеют полный напуск пара.

c) Т. для привода вспомогательных конденсационных насосов строятся в виде Т. с противодавлением. Отработанный пар поступает или в конденсатор, или в промежуточную ступень главной Т., или в подогреватель для подогрева конденсата. Наименее экономичным является отвод отработанного пара в конденсатор. Более экономичным оказывается направление его в промежуточную ступень главной Т.; однако это ведет к увеличению количества протекающего пара в части низкого давления главной Т. и к уменьшению его в части высокого давления, что создает затруднения в установлении длины лопаток. Наиболее же экономичным является отвод отработанного пара в подогреватель. При электромоторах — первичных двигателях вспомогательных насосов— предусматривается в качестве резерва небольшая Т., включаемая в работу при перерыве, тока автоматически или же от руки. Такая Т. работает только в исключительных случаях и расход пара в ней не играет роли, поэтому она может выполняться с одной активной ступенью небольшого диаметра.

d) Т. с разветвленным подводом пара и отбором применяется вместо Т. с противодавлением в тех случаях, когда временами требуется большая мощность, что м. б. достигнуто использованием пара, идущего для нагревательных целей. Последняя представляет собой Т. с противодавлением, к которой присоединена часть низкого давления. Через часть высокого давления протекает в камеру отбора все количество пара, поступающего в Т. Отсюда часть пара отдается в трубопровод для отопления, в то время как остальная часть идет через регулирующий орган в Пасть низкого давления, а оттуда в конденсатор или во второй трубопровод тоже для отопления. В последнем случае Т. носит название Т. с противодавлением и отбором пара. Если пар отбирается не из одной, а из двух ступеней, между частью высокого и низкого давления включается часть среднего давления, причем пар из части среднего давления поступает в часть низкого через второй регулирующий орган. Назначение регулирующих органов состоит в том, чтобы поддерживать практически постоянное давление в камерах отбора. В некоторых случаях промежуточное регулирование не применяется, т. ч. в камерах отбора устанавливается давление, меняющееся вместе с расходом пара (фигура 35). В Т. с противодавлением и отбором пара, так же как и в Т. с противодавлением, мощность зависит от количества отбираемого пара. Здесь следует иметь в виду сказанное выше в разделе о Т. с противодавлением относительно выравнивания силовых и тепловых потребностей. Фигура 34 изображает конденсационную турбину с отбором пара фирмы AEG, построенную на начальное избыточное давление 23 atm, 345°, давление отбора 2 atm изб. 3 500 kW, №=3 000. Она построена для большого отбора пара, т. ч. наибольшая часть пара работает только в части высокого давления, последняя поэтому выполняется многоступенчатой, в то время как часть низкого давления, через которую проходит незначительное количество пара, состоит только из двух двухвен-цовых ступеней Кертиса. Как в части высокого, так и в части низкого давления первая ступень выполняется с парциальным впуском пара. Фигура 35 изображает Т. с противодавлением и отбором пара, где отбор осуществляется в двух местах без промежуточной регулировки. Т. построена нормально на 20, максимально на 25 то пара в час, для давления 180 atm при 420°, для противодавления 6,5 atm абс. Число оборотов №=6 000; при помощи редуктора с понижением числа оборотов до 3 000 работа передается на генератор. Вследствие высокого давления турбина выполнена двухкорпусной. Из первого корпуса пар после расширения до 34 atm поступает в котел, где перегревается отходящими газами до 400°. С этой ί° пар поступает во второй корпус Т. Часть пара отбирается из трубопровода между обоими корпусами, а другая часть из шестой ступени второго корпуса при 10,5 aim абс. Часть высокого давления содержит одно колесо Кертиса с двумя венцами и 3 активные ступени диам. по 350 миллиметров, причем все имеют парциальный впуск пара. Оба рабочих венца ступени Кертиса насажены каждый на отдельный диск. В ступени Кертиса пар расширяется до давления 75 atm. Первый рабочий венец имеет лопатки длиною по 3,5 миллиметров, остальные по 4,3 миллиметров. В соответствии с этим сопла также очень низки, т. ч. они должен быть обработаны особенно тщательно. Второй корпус содержит часть среднего и часть низкого давления. Часть среднего давления, в которой пар расширяется от 34 до 10,5 atm абс., состоит из 2 активных ступеней диам. 410 миллиметров, 4 активных ступеней диам. 480 миллиметров, часть низкого давления состоит из двух активных ступеней диам. 480 миллиметров. Все ступени второго корпуса имеют полный напуск пара. В случае перегрузки дополнительный пар впускается через перегрузочный вентиль перед третьей ступенью второго корпуса. Турбина построена фирмой Эшер-Висс в Цюрихе и установлена в кабельном цехе з-дов Сименс-Шуккерт в Берлине.

e) Т. смешанного давления выполняются на два давления. В Т. двойного давления или смешанного давления отработанный пар подво-

дится в промежуточную ступень, работающую в части высокого давления свежим паром;они отличаются от Т. мятого пара присоединенной к ней частью высокого давления. Назначение этих Т. такое же, как Т. мятого пара. В те периоды, когда мятого пара недостаточно, часть высокого давления питается свежим паром. На фигуре 36 (а—е) представлены различные схемы включения Т. двойного давления. Регулирование свежего пара F м. б. выполнено или торможением или изменением наполнения. В схемах «а» и «Ь» регулирующий орган А действует на дроссельный клапан, а в остальных схемах на механизм для включения и выключения сопел. Т. этого рода выполняются однокорпусными, т. к. они строятся на небольшие мощности. По схеме «а» свежий пар м. б. подведен непосредственно к части высокого и низкого давления; в промежуточную камеру пар поступает дросселированным. Давление в смесительной камере должен быть всегда ниже давления мятого пара и может приближаться к последнему только при совпадении максимальных значений мощности и при максимальных расходах пара в части Т. низкого давления (максимальная пропускная способность). Однако при работе с малым подводом мятого пара расход в части низкого давления значительно ниже пропускной способности, и вследствие этого

давление в смесительной камере значительно ниже давления мятого пара, так что мятый пар должен сильно дросселироваться, что понижает экономичность работы. При схеме «Ь» постоянно открыта только часть сопел первой ступени низкого давления, в то время как остальные сопла D включаются и выключаются регулятором Z. Экономичность этого способа выше, но регулировка сложнее, чем в схеме «а». При схеме «с» весь подводимый к части низкого давления пар регулируется соплами таким образом, что давление в смесительной камере остается практически постоянным, равным ~ 1,05 atm абс. Хотя при этом и устраняется дросселирование мятого пара, однако при работе одним мятым паром, без подвода свежего пара, ротор низкого и высокого давления вращался бы в спокойном паре атмосферного давления. Это недопустимо, т. к. вызвало бы чрезмерное нагревание части высокого давления. По схеме «d» и «е» (обе схемы предложены Форнером) пар нйзкого давления и мятый пар смешиваются только после того, как последний произведет работу в одной ступени. При этом в смесительной камере давление ниже атмосферного. При работе одним мятым паром ротор высокого давления вращается вхолостую в среде пара с давлением р < 1 atm абс., что уменьшает работу на вентиляцию. Через передний сальник в часть высокого давления подводится пар, отводящий тепло, выделяющееся вследствие вентиляции. По схеме «d» к одной части окружности первой ступени низкого давления подводится пар высокого да вления, а к остальной части через специальные сопла D подводится мятый пар. Если количество мятого пара весьма значительно, то между частью высокого и низкого давления включается промежуточная ступень М, работающая только мятым паром (схема «е»). На фигуре 37

изображена Т. AEG, построенная по схеме Т., работающая свежим паром от ак

Фигура 37

кумулятора, получает пар более низкого давления из последнего (аккумулятор Рутса)при значительных колебаниях давления. На фигуре 38 дана схема такой установки (по предложению Форнера). Если Т. потребляет как-раз столько пара, сколько доставляется котлом, то она работает как обыкновенная конденсационная Т.; в это время аккумулятор не заряжается и не разряжается. Если Т. потребляет меньше пара, чем производится в этот момент котлом, то избыточное количество свежего пара подводится через вентиль избытка L к аккумулятору, давление которого вследствие этого возрастает. Если, напротив, Т. потребляет больше пара, чем доставляется котлом, то недостающее количество пара берется из аккумулятора, давление в котором в этот период постепенно падает. Пар из аккумулятора поступает через выпускной вентиль А_х к специальным соплам В_А первой ступени или, как изображено на фигуре 38 пунктирной линией, через вентиль А₂к любой промежуточной ступени Т. Аккумулятор может заряжаться до тех пор, пока его давление почти не сравняется с давлением свежего пара; разряжаться он может до давления 1,5 atm абс.; т. о. аккумулирующая способность его очень велика. Т., работающие по такой схеме, в значительном количестве установлены на электростанциях с сильно колеблющейся нагрузкой, в особенности на станциях, обслуживающих электрич. тягу.,

Детали паровых Т. Паропроводы. Трубопроводы для подвода пара к Т., для перепуска из одного корпуса в другой и для отработанного пара должны иметь достаточное сечение, чтобы скорость не была чрезмерно велика. Большая скорость пара обусловливает большие потери давления и понижает экономичность. Хотя с увеличением поперечного сечения труб уменьшается скорость пара и потери давления, но увеличивается теплоотдача наружу, вес и цена. Т. о. в каждом отдельном случае м. б. установлен экономически наиболее выгодный диаметр. Практически установлены следующие скорости: в подводящем трубопро

Ф

Оыг. 38.

воде Т. высокого давления 20—40 м/ск, в подводящем трубопроводе Т. мятого пара, в трубопроводе для отбора пара в Т. с противодавлением, а также и в обводных трубах между корпусами 40—60 м/ск, в патрубках к конденсатору 80—120 м/ск. В нек-рых случаях однако приходится допускать более высокие значения, например если максимальная скорость носит кратковременный характер и если наибольшее значение скорости обусловливает экономичность работы при небольших расходах пара. Трубопроводы для пара высокой температуры должны иметь хорошую изоляцию. Вентили, устанавливаемые на трубопроводах, должны соответствовать следующим требованиям: они не должны иметь пропуска пара при полном закрытии, при полном открытии должны иметь минимальную потерю давления. В качестве вентилей применимы гл. образом тарельчатые и двухседельные. Тарельчатые вентили дают плотное закрытие клапана и вследствие простой конструкции имеют малые потери давления, однако требуют значительного усилия при открывании; поэтому они применяются главным образом для управления от руки. Для уменьшения усилия при открытии устраиваются малые вспомогательные (разгрузочные) клапаны, открывающиеся ранее главных. При двухседельных вентилях усилие, необходимое для открывания, зависит от разницы диаметров обоих седел. Вместо вентилей иногда применяются также задвижки. Назначение сопел состоит в том, чтобы с возможно малыми потерями превращать потенциальную энергию пара путем расширения в кинетическую. На основании ур-ий (29) и (35) кпд ступени зависит в значительной мере от произведения ycosa. Поэтому при определении размеров сопел следует обращать внимание на то, чтобы это произведение было возможно больше. При этом не следует забывать, что φ также зависит от а. Поэтому произведение φ cos а имеет при определенном значении а максимум, различный в каждом отдельном случае и не поддающийся точному вычислению; величина его м. б. определена только на основании опыта. Сечение входного отверстия сопла должен быть выбрано т. о., чтобы поступающий пар мог входить без изменения направления (без удара), без сжатия и повторного расширения в изгибах канала. Изгиб не должен быть слишком резок и уши-рение гл. обр. доля-сно происходить только за местом изгиба. Путь, проходимый паром со скоростью, полученной при расширении, должен быть по возможности мал. Стенки (перегородки) между отдельными каналами одной и той же ступени не должен быть у выходной стороны слишком толсты. Аксиальная строительная длина сопел зависит в камерных ступенях от ширины втулок рабочих колес; наибольшая величина получается при рабочих колесах, насаженных на вал (фигура 28); напротив, если рабочие колеса составляют одно целое с валом, то строительная длина оказывается меньше (фигура 34, части высокого давления). Наименьшая аксиальная длина м. б. при барабанном роторе (фигура 29). Шаг лопаток, равный длине окружности, разделенной на число каналов, должен быть настолько большим, насколько это допустимо в отношении аксиальной строительной длины канала без излишнего уменьшения радиуса кривизны; число расположенных по окружности сопел должен быть по возмояшости небольшое. При этом однако следует обратить внимание,

чтобы дуга подвода пара не была слишком велика, т. к. это неблагоприятно влияет на течение пара от направляющих к рабочим лопат-кам. Для ступеней высокого давления следует также иметь в виду, что ширина сопла Ь_а. (фигура 13) не должен быть больше радиальной высоты L_d. Аксиальный зазор направляющих между аппаратом и рабочими лопатками из экономических соображений не должен быть слишком велик. Чем меньше поперечное сечение канала, тем уже должен быть зазор. Однако ради надежности при эксплуатации зазор должен быть достаточным для избежания задевания рабочих лопаток о диафрагму. При ступенях с парциальным впуском пара с регулированием соплами последние отливаются из чугуна в виде сегментов. Сегменты укрепляются на сопловой коробке, последняя прикрепляется болтами к корпусу в горячем состоянии для того, чтобы в корпусе не могли возникнуть какие-либо односторонние напряжения вследствие нагревания во время работы. При низких ί° коробки для. сопел м. б. отлиты вместе с корпусом или размещены в диафрагмах (фигура 34). При ступенях большого диаметра перегородки для направляющих каналов состоят из изогнутых пластин, залитых в тело диафрагм. Т. к. при этом поперечные сечения отдельных каналов оказываются сравнительно велики, то получающиеся при таком способе изготовления неизбежные неточности играют не такую значительную роль, как для каналов с небольшими поперечными сечениями. Поэтому последние часто-изготовляют фрезерованными и зажатыми затем кольцами. Относительно сопел и направляющих каналов для ступеней на барабанном роторе и для колеса Кертиса остается в силе-все сказанное о рабочих лопатках, строительная длина которых (B_s, на фигуре 14) в ступенях с рабочими колесами значительно меньше, чем для направляющих лопаток, а при ступенях на барабанном роторе по большей части длина одинаковая. Вследствие небольшой строительной длины шаг получается небольшой, так: что сечение канала оказывается узким, и при активных ступенях значение у> оказывается ниже, чем значение, φ соответствующих сопел. Это однако не имеет большого значения, т. к. влияние ψ на η при активных ступенях составляет только четвертую часть φ. Изменение φ· на 1% вызывает изменение η ступени на 2% ; наоборот, если ψ изменяется на 1%, то »j изменяется только на ¹/₂%. В отношении материала и конструкции лопатки должен быть выполнены т. о., чтобы они могли выдерживать высокую ί°, значительную влажность пара и иметь достаточное сопротивление механическим усилиям (центробежной силе и изгибу). При <° свыше-300° они выполняются из нержавеющей хромовой стали или монель-металла, при температуре 200—300°—из 5%-ной никелевой стали, при Г ниже 200°—из латуни, а при влажном паре— из никелевой стали или нержавеющей стали. Лопатки обыкновенно укрепляются на ободе-диска, причем они либо охватывают диск (лопатки в форме вилки) либо вставляются в пазы. Лопатки разделяются друг от "друга вставками. Длинные лопатки из соображений крепости выполняются с усиленной ножкой без; промежуточной вставки. По внешней окружности лопатки скрепляются бандажом или проволокой—закрытые каналы (фигура 19), открытые каналы (фигура 22). Открытые каналы б. ч. применяются только при барабанных ступенях.

При очень длинных лопатках угол входа струи βν>χ значительно меняется от ножки к наружному концу лопатки. Чтобы при этом получить на всей длине лопатки вход пара по возможности бей удара, выполняют лопатки с меняющимся входным углом, которые однако вследствие их высокой стоимости м. б. применены только в больших Т. При дисках с парциальным впуском пара в той части окружности, где впуск пара не производится, для уменьшения потерь на вентиляцию устраивается жолоб или кожух, охватывающий диск кольцевой покрышкой (фигура 32, 34, 37). Сальники имеют своим назначением уменьшать утечку вследствие неплотностей. В местах прохода вала через кожух в зазор между неподвижными и вращающимися частями протекает пар из камеры с более высоким давлением в камеру с более низким давлением, не производя при этом никакой работы. Это вызывает, с одной стороны, утечку пара, а, с другой стороны, потери вследствие торможения, т. к. этот пар должен получать ускорение от рабочего пара. Для возможного уменьшения этих потерь утечка должен быть сведена к минимуму путем устройства лабиринтовых уплотнений. Вследствие большой скорости соприкосновение между движущимися и неподвижными частями не должно иметь места; поэтому для Т. неприменима набивка, употребляемая в поршневых машинах. Лабиринтовые уплотнения состоят из ряда чередующихся пространств переменного сечения, Они устанавливаются в передней и задней крышке, а также и в промежуточных диафрагмах, причем наружные уплотнения содержат большее число лабиринтовых камер, чем внутренние. Пар, проникший через наружное уплотнение части Т. высокого давления, м. б. подведен к наружному уплотнению на стороне низкого давления. В случае недостатка добавляется нек-рое количество свежего пара для избежания проникновения наружного воздуха в Т. и связанного с этим понижения вакуума. Наружные уплотнения выполняются иногда с угольными кольцами (фигура 33). Уплотнения этого рода дают удовлетворительные результаты, но требуют более тщательного ухода. Кроме того применяется водяное (гидравлическое) уплотнение, к-рое представляет полную непроницаемость, но требует на себя затраты известной мощности Т. Это уплотнение состоит из лопастного колеса, насаженного на вал и вращающегося в кольцевой выточке стенки кожуха. Вода под давлением подводится к центру колеса и под влиянием центробежной силы отбрасывается к окружности его, образуя кольцо, запирающее выход пара из Т. и доступ атмосферного воздуха извне.

Статор. Кожух и диафрагмы при аксиальных Т. обычно выполняются разъемными по горизонтальной плоскости. При этом следует обращать внимание на тщательное уплотнение в местах соединения обеих половин кожуха, чтобы избежать перетекания пара от одной ступени к другой. При очень высоких давлениях и малых диаметрах корпус выполняется неразъемным (часть высокого давления на фигуре 35). Промежуточные диафрагмы делают вставными в корпус. На фигуре 33 изображена Т., у которой части диафрагмы трех первых ступеней отлиты вместе с верхней частью кожуха. Материалом служит чугун или, при высоких давлениях, стальное литье, иногда также кованая сталь, как например в части высокого да вления Т. (фигура 35). При конструктивной разработке следует обращать особое внимание-на переднюю и заднюю крышки вследствие их несимметричной формы. Часть кожуха при больших Т. со стороны отработанного пара доля-сна укрепляться ребрами. Иногда применяются направляющие перегородки (фигура 31, 34, 37) для получения лучшего направления потока отработавшего пара к конденсатору и уменьшения падения давления от выхода пара из последнего колеса до конденсатора; однако сомнительно, чтобы это давало реальную-пользу. Подшипники Т. можно разделить на подшипники опорные осевые и упорные для восприятия аксиального давления (сдвига). Оба типа всгедствие большого числа оборотов выполняются как скользящие подшипники и основаны на том принципе, что масло, воспринимающее давление, образует клинообразный слой между поверхностями давления. Опорные подшипники рассчитываются на среднее давление па поверхности до 10 к г/см² и при окружной скорости до 40 м/ск. Отношение длины к диаметру лежит по большей части в пределах 1,5—2, но принимают также и меньшее, например 0,65 (фигура 35). Смазочное масло подводится к подшипникам посредством масляного насоса; нагретое до Г не выше 75° масло стекает из подшипников в маслоохладитель, в котором оно охлаждается примерно до 40°. Оттуда оно забирается масляным насосом и снова поступает-под давлением в подшипники. Зазор между шейкой вала и отверстием подшипника составляет ок. ¹/₁₀₀₀ диаметра. Упорные подшипники: б. ч. имеют вкладыши, составляющие одноцелое с вкладышами опорных подшипников, w выполняются по конструкции Мичелля. Они в-состоянии воспринимать весьма значительные-осевые давления. Среднее давление на единицу поверхности м. б. доведено до 30 килограмм/см².

Ротор может быть дискового, барабанного-или комбинированного типа. Валы отковываются из сименс-мартеновской стали, а при высоких напряжениях также из никелевой стали.

. Диаметр вала почти всегда определяется по критическому числу оборотов. В зависимости от конструкции ступеней вращающиеся части, предназначаемые для установки лопаток, выполняются в виде дисков или барабанов. При, больших диаметрах диски насаживаются на, вал в горячем состоянии (фигура 28), при малых, диаметрах диски отковываются из одного куска вместе с валом (фигура 33—35). Следует по возможности избегать отверстий в дисках для выравнивания разностей давлений, т. к. она часто являются причиною поломок, вызываемых колебаниями. С другой стороны, отсутствие указанных отверстий часто ведет к большим превышениям давления и большому осевому сдвигу, в особенности если каналы лопаток имеют слишком малое поперечное сечение-или же оказываются суженными вследствие-отложения накипи или повреждения лопаток. Барабаны (фигура 29, 31) применяются гл. обр. при реактивных ступенях, реже при активных.

В последних ступенях конденсационных Т. барабаны состоят часто из отдельных колес-(фигура· 29, 31), так что подобное расположение имеет вид группы дисков без промежуточных, диафрагм. Вследствие низкого давления пара осевой сдвиг несмотря на большие поверхности незначителен. В части высокого давления барабаны выполняются с постоянным увеличением диаметра по направлению движения. пара. Длина лопаток при этом также остается постоянной или несколько увеличивается. Осевой сдвиг уравновешивается разгрузочным поршнем или упорными подшипниками или по принципу противотока двух последовательно или параллельно включенных групп ступеней {фигура 29 и 31). Муфты выполняются жесткими или эластичными. Жесткие муфты требуют очень точной установки подшипников. Если при соединении валов возможно их относительное перемещение, следует применять эластичные муфты.

Эконом ичность работы. Потери, кпд, расход пара. Обозначим через р₀ начальное давление, ί₀ начальную темп-ру, 1₀—соответствующее теплосодержание в Cal, с₀—скорость поступающего пара, Н₀=сЦ8 380—энергию по-

расширении (фигура 39) равно:

Не=I о lji,

а располагаемую энергию Н=Н₀+Не. Энергия поступающего пара Н₀ в большинстве случаев настолько мала, что ей можно пренебречь, поэтому Н~Не. Уд. расход пара Т., работающей без потерь, составляет

D=860/11 килограмм/kWh,

Ώ=632,3/Я кг/ίΡ час.

Если D_e—действительный уд. расход, отнесенный к эффективной мощности N_e на муфте, то термодинамич. кпд Т.

Если бы кроме внутренних потерь потока пара (потерь в соплах и лопатках) иных потерь не было, то мы имели бы

Ve=я⁷ "

В действительности же имеется целый ряд других потерь, которые понижают кпд. Сюда относятся гл. обр. теплоотдача во внешнюю среду, трение колес, неплотности, потери давления в паропроводах, механические потери {подшипники, масляный насос, регулирующие устройства) и затрата энергии на вспомогательные насосы для конденсации. Эти потери частью являются невозвратимыми для рабочего процесса, частью же вновь переходят в полезную энергию. К невозвратным потерям относятся: отдача тепла во внешнюю среду, ме-ханич. потери, расход энергии на вспомогательные насосы и утечка через неплотности. Отдача тепла наружу играет заметную роль только при Т. очень малой мощности, для Т. средней и большой мощности ей можно пренебречь. Механич. потери м. б. установлены примерно по ур-ию

N_me s0,4j/yi kW, (39)

где нормальная мощность N_e=1 000 kW. Расход энергии на вспомогательные насосы определяется главным образом по количеству и по требуемому напору для охлаждающей воды; при получении воды из реки или озера расход энергии составляет 1,5—2%, а при циркуляционной системе 3—4% нормальной мощности Т. При этом следует еще иметь в виду тип привода вспомогательных насосов и связанные с ним потери. К невозвратимым потерям относится расход пара на утечку через внешние лабиринтовые уплотнения Т. в окружающее пространство или отводимый в конденсатор, далее расход на т. н. запорный пар для лабиринтовых уплотнений в конденсационных Т. К потерям, которые частично вновь преобразуются в полезную энергию, относятся: часть потерь через неплотности, трение колес, внутренние потери потока пара и потери давления в подводящих трубопроводах, обводных трубах и регулирующих вентилях. Пар, протекающий через зазоры от одной ступени к другой, затем подводимый к внешнему лабиринтовому уплотнению со стороны высокого давления, используется еще в одной или нескольких ступенях. Работа на трение колес м. б. учтена или по формуле Стодола

N_R~{m₁.d + m₂Lh*)d* (^L)³ · ykW, (40)

где т₁=0,155 и т₂=88, или по формуле Форнера

Hr=ш dⁱ L - ykW. (41)

Обе ф-лы относятся к открытому диску, причем d обозначает средний диаметр в м, L—среднюю длину лопаток в ж и γ—уд. вес пара в килограммах/м³. Ф-ла Стодола действительна только для одновенечных колес, а ур-ие (41) также для многовенечных колес Кертиса с длиною лопаток i=0,01 -РОД м; при дисках с числом венцов 1, 2, 3, 4 следует подставлять значения то=17,6; 20,6; 28,0; 42,5, причем L представляет среднюю длину из наиболее короткой и наиболее длинной лопаток; т₂ и те при возрастающей величине впуска пара постепенно уменьшаются, а при полном напуске почти равны нулю. Применение кожуха на той части рабочих лопаток, где не происходит впуск пара, понижает коэф-ты те₂ и то. Отсюда следует, что трение колес имеет значение только в части высокого давления при парциальном впуске пара. Во всех остальных ступенях значением Νβ обычно можно пренебречь. Однако все эти потери м. б. подсчитаны с такою же малой степенью точности, как и внутренние потери относительно потока пара. Вследствие этого невозможно точно определить путем расчета кпд Т. по заданным размерам. Однако, пользуясь данными испытаний в отношении построенных Т. одинаковых размеров, при одинаковых условиях работы полезно дать себе отчет, какой кпд должен быть для определен-

ной турбины. Формулы, выведенные с этой целью, могут конечно рассматриваться только как эмпирические.

Термодинамич. кпд Т. с единым потоком пара может быть определен по Форнеру следующим приближенным ур-ием:

Ve=Пт Нх П„ Па ‘ Π _γ V’y (42)

Значения от Vx до η являются факторами, учитывающими влияние различных условий работы, и при идеальных условиях в пределе м. б. равны 1; v_m—предельный кпд, при всех остальных влияющих факторах, равных 1. Однако в действительности г _е никогда не м. б. равно v_m, т. к. единице м. б. равны только ηχ и η_νί в то время как остальные факторы всегда меньше 1. Указанные факторы м. б. получены из нижеследующих ур-ий при обозначениях согласно фигура 39:

пх=¹ -

(43)

Vv =-

А

₁₊ 0,3352[l,058+-Q,3(0,6S-r)8J _, _ои I

0,133

ΥΪцЗ

91,53 VW

(44)

(45)

где Цм²—сумма квадратов окружных скоростей всех насаженных последовательно друг за другом рабочих колес в м²/ск³.

На	-Л — Г — 1 Ь<75
	с«.
"=(1	8880 Н’’
	G-VA.
	W. ~Т. Т

(46)

м/с к,

где v_A—соответствующий р_А и х_А—уд. объём м³/кг, d_n—средний диаметр и L_n—длина лопаток последнего рабочего колеса в метров.

^Vr v„, + o,i’ (47)

V_m=VV₀ V_A M³ICK,

где V₀—начальный секундный объём в м³/ск, V_А—конечный объём в м,³/ск;

ч“=л§й ⁽⁴⁸⁾

(N_e—мощность на муфте Т. в kW). При этом расход энергии на конденсацию еще не учтен в мощности Т. На основании многочисленных измерений расхода пара в различных условиях работы м. б. принято

Пт=0,90 + 1% (49)

при конденсационных Т.,

Пт=0,886 ± 2,25% (50)

при Т. с противодавлением при полной нагрузке и при пользовании энтрной диаграммой Стодола; при пользовании же другими энтрными диаграммами получаются несколько иные результаты. Ур-ия м. б. применимы сдостаточ-ной точностью при следующих предельных значениях: р₀=10-у

33 atm абс., <₀ — 230-У 400°, Рд=0,02 4-0,1 ^а^^т абс. (при конденсационных турбинах), р_А=1,5-4-6,5 atm абс. (при Т. с противодавлением); v=0,3 4-0,6; ζ_α== 0,54-4% (при конденсационных турбинах);

Са < 0,5% (при Т. с противодавлением);N_e > 80 Ро kW (при конденсационных Т.); N_e > 60 Ро kW (при Т. с противодавлением) при условии, что режим работы не слишком отличается от того, для которого построена Т. На фигуре 40 нанесено η_ν в зависимости от ν согласно“ур-иго (44). При неполных нагрузках к подсчитанному т. о. расходу пара следует добавок ΔΠ%. Если Я—отношение неполной нагрузки к полной, то приближенно

Δ-® — ^ "Т” % (51)

При конденсационных Т. <5=34-6% при количественном регулировании; <5=64-9% при регулировании торможением. В Т. с противода

влением <5 значительно больше, и тем более, чем меньше перепад в Т. При регулировании торможением расход пара в Т. с единым потоком пара меняется в зависимости от нагрузки по некоторой плавной кривой, в то время как при количественном регулировании кривая расхода имеет волнообразную форму. Это различие не следует упускать из виду при определении расхода пара.

Кпд многопоточных Т. не может быть выражен таким же образом, как для Т. с единым потоком пара, т. к. отдельные участки Т. работают при различных расходах. На фигуре 41 и 43 схематически представлена Т. с одним отъемом пара и Т. двойного давления; соответствующие диаграммы изображены на фигуре 42 и 44.

Полный расход пара составляет G кг/ч. Частичное количество пара G₀ работает во всех ступенях Т. с использованием перепада Н, в то время как количество пара G_a (количество отъемного пара или подвод мятого пара)—только в части ступеней с использованием перепада Н_а. При этом имеем для мощности Т., работающей без потерь,

дт, _ Go jr+G^Ha _ GH-G_a{ir-Ha) , _w.

860 860 (.KW;

и общий термодинамический кпд

860Ν_β

Пс =

(52)

GH’ — G_a(H - На)

Если имеется несколько мест отбора пара или подвода мятого пара, то

₌ 8β<πν«. ^С Gir-lW-H^Ga]

(52а)

Т. Э. т. XXIV.

9

Фигура 45.

•>l_c—всегда ниже, чем кпд Т. с единым потоком пара одинаковой мощности и при прочих одинаковых условиях работы. Понижение кпд зависит от того, что отдельные участки Т. работают с сильно меняющимся расходом пара, в то время как экономичность работы возможна только в определенных, довольно узких пределах расхода пара. Кроме того промежуточное регулирование вызывает потерю на торможение, которая тем выше, чем большее количество пара протекает через часть низкого давления. Кпд зависит еще от потерь на неплотности и потерь от трения дисков, которые имеют тем большее значение, чем больше значение G_a. Кривая расхода пара двухпоточной Т. представлена на фигуре 45. ΔG представляет расход пара на утечку или расход запорного пара. В конденсационных Т. с отъемом AG представляет собою расход пара на утечку через наружные лабиринтовые уплотнения, отводимого в конденсатор, далее расход пара на утечку через промежуточные уплотнения в части низкого давления и подводимого к заднему лабиринтовому уплотнению в качестве запорного пара. В Т. с отъемом пара и с противодавлением AG представляет собою расход пара на утечку для всех наружных лабиринтовых уплотнений. Для Т. двух давлений AG представляет собою расход пара на утечку или расход запорного пара для переднего лабиринтового уплотнения и расход запорного пара для заднего лабиринтового уплотнения. Для построения этих кривых вычисляют предварительно по ур-иям (42) и (51) расход пара, при G_a — 0 и при различных нагрузках. Найденные значения необходимо повысить на несколько % (точки © на фигуре 45). Таким же методом подсчитывается расход пара для Т. с противодавлением или для Т., работающих мятым паром, причем к этому расходу добавляется принятый ориентировочно или вычисленный по размерам уплотнений расход пара AG (точки ® на фигуре 45). Точки, соответствующие одинаковым нагрузкам, соединяются прямыми линиями. Эти линии в действительности являются слегка изогнутыми кривыми, которые при количественном регулировании принимают форму слегка волнообразную.

Термич. кпд паровой установки показывает, какое количество затраченного тепла превращено в полезную работу. Обозначим через ц теплосодержание 1 килограмм питательной воды, поступающей в котел, I_k—теплосодержание пара, выходящего из котла, и через —кпд котла. Удельный расход тепла составляет

W ₌ в,А1и-ч)_ Cal/kWh.

^е Ч/,-е а термический кпд установки

860 JV_e. 860 ·))/,«!

Vth -

(53)

GGk-Ч) ⁽°⁴·⁾

Для Τ. с противодавлением и с отъемом пара, кроме мощности Т. N_e следует принять за полезную мощность также расход тепла в нагревательной системе. Поэтому вместо 860 N_rследует взять для Т. с противодавлением

860 N_e+G · Δί; для Т. с отъемом пара 860 JV_e-|-+£((τ_α · Аг). Здесь Ai представляет разность значений теплосодержания отъемного пара до и после нагревательной системы.

Испытание Т. в отношении расхода пара. Испытание паровых Т. может преследовать разные цели: 1) выполнение данных гарантий, 2) определение расхода пара при изменяющемся режиме работы и 3) изучение специальных вопросов работы Т. научного характера. Наименее простые (гарантийные) испытания представляют весьма сложную задачу, особенно для крупных турбин. Основной целью гарантийных испытаний является определение расхода пара на единицу мощности. Заказчик Т. должен уже при заказе представить программу предстоящих испытаний и измерений, должен указать применяемые измерительные приборы, места их установки, чем необходимые присоединения должны бы. выполнены таким образом, чтобы инструменты могли легко устанавливаться и сниматься, не нарушая работы Т.

Мероприятия для повышения экономичности работы. Подогрев-конденсата отработанным или отъемным паром. В прежнее время конденсат подогревался в экономайзере отходящими газами котла, в последние годы перешли к подогреву отходящими газами воздуха, необходимого для процесса горения в топке-котла, а для подогрева конденсата—к применению поступающего от Т. отработанного пара низкого, давления. Этот способ имеет то преимущество, что термический кпд установки повышается. При этом для подогрева применяют либо отработавший пар от вспомогательной конденсационной Т. либо от специальной небольшой Т. (Т. собственных нужд). Далее, для предварительного подогрева применяют отъемный пар от главной Т. Это имеет преимущество в отношении улучшения термодинамич. кпд главной Т., обусловленного тем, что расход пара в части высокого давления больше, а в части низкого давления меньше по сравнению-с Т. без отъема пара. Благодаря увеличению расхода пара высокого давления короткие-лопатки в этой части Т. могут быть удлинены, а уменьшение расхода пара низкого давления ведет к укорочению длинных лопаток в этой части Т. Теоретически всего выгоднее было бы отбирать пар от каждой ступени Т., однако-практически удовлетворяются максимум двумя-тремя местами отбора, причем пар отбирается от соответствующих ступеней без принятого для Т. с отбором пара промежуточного· регулирующего устройства.

Повышение давления пара и его· t°. Т. к. при повышении начального давления и начальной Г перепад тепла становится больше, то стремятся применять высокое начальное давление (свыше даже 100 atm) и высокую <° пара (до 500°). Однако высокое начальное давление приводит к тому, что конечный пункт-расширения оказывается в области насыщенного пара, что ухудшает кпд Т. Далее, с повышением давления возрастают капитальные затраты на котлы и Т. Т. о. имеется нек-рое наиболее экономичное высокое давление, определяемое в каждом случае отдельно. При переводе существующих паровых установок на высшее давление часто поступают т. о., что перед имеющейся установкой включают установку для этого давления. Пар из котлов высо-

кого давления проходит через предвключенную турбину (форшальттурбину), где расширяется до давления, соответствующего котлам низкого давления. Паропроизводительность котлов высокого давления при этом держится по возможности постоянной и служит для покрытия основной нагрузки. Пики нагрузки покрываются за счет пара низкого давления. Т. о. подобная установка работает при двух давлениях.

Проме Hi уточный перегрев пара. Обусловленное повышением давления свежего пара увеличение влажности в части низкого давления конденсационных Т. вызывает кроме ухудшения кпд еще и укорочение срока службы лопаток. Во избежание этих недостатков рекомендуется применять промежуточный перегрев пара. При этом пар части высокого давления определенной влажности проходит через подогреватель, где после высушивания и перегрева направляется в часть низкого давления. Перегрев может осуществляться за счет отходящих газов или же за счет конденсации свежего пара. Перегрев -отходящими газами оказывается более интенсивным, однако требует сложного регулирования и является опасным в отношении перегорания трубок перегревателя. Кроме того необходимы длинные трубопроводы от турбины к перегревателю и обратно. Вследствие падения давления пара в этих паропроводах теряется часть экономии, получаемой от промежуточного перегрева. Перегрев за счет конденсации свежего пара менее интенсивен; т. к. при этом перегреваемый пар м. б. доведен не свыше как до ί° обогревающего пара; вследствие незначительной разницы t° необходимо иметь большие поверхности нагрева. Однако последний метод более надежен для работы, т. к. устранена опасность перегорания трубок перегревателя. В общем оказывается, что в большинстве случаев экономил, эффект незначителен. Тем не менее преимушеством является устранение (или по крайней мере уменьшение) коррозии лопаток. Промежуточный перегрев целесообразен только при давлении пара свыше 50 atm.

Расчет паровых Т. Сначала определяют по предварительному расчету главные размеры: сечения каналов для подвода и отвода пара, число ступеней, диаметр дисков и приблизительную длину лопаток. Затем приступают к разработке проекта Т. и производят расчет по механическим признакам: критич. числа оборотов, прочность, наличие колебаний. Если при этом некоторые размеры, окажутся недопустимыми, то предварительный расчет должен быть повторен при соответствующем изменении размеров. Лишь после этого возможно приступить к установлению точных размеров отдельных ступеней. Поперечные сечения каналов для подвода и отвода пара определяют из уравнения неразрывности. Для определения диаметров и числа ступеней имеет значение явление, называемое регенерированием тепла. На фигуре 46 изображена г—s-диаграмма трехступенчатой турбины, в которой пар расширяется от состояния р_х, I,—до состояния Pi. Перепад тепла в турбине Н_е=— Ιχ — 1i· В первой ступени пар расширяется

от состояния 1_Х до давления р₂, причем перепад для ступени h_e]=1_х — г₃. Пусть кпд ступени равен η_χ. В таком случае потеря в ступени z_x== h_e,(l— η_χ) и начальное состояние второй ступени г₂=г‘_г + г_х. Во второй ступени пар расширяется от состояния г₂ до давления р₃, причем перепад в ступени h_sl =г_х — г₃. При кпд ступени η2 получаются начальное состояние в третьей ступени г₃=г₃ + h_:2(l — η₃) и соответствующий перепад h_e3=г₃ — ί{. Так как изобары в диаграмме г—s не параллельны, то сумма падений в ступенях Σ?*ι больше, чем Не, а именно:

Σΐΐε =Не( 1 + ρ). (55)

Фактор ρ, называемый коэфициентом регенерации (reheat factor), тем больше, чем больше число ступеней и чем меньше кпд ступени. Для бесконечно большого числа ступеней может быть вычислена приближенно, если известен кпд, например по фигура 49 для части высокого давления

— 0,5 {Hjj Hfl) (55а)

Σ» «g, я;

0,5

(^,+i>

(55b)

я

При конечном числе z ступеней имеем о <ρ„, а именно

e _ [i + 4r(i-r)]-z-i -к,

e»^- [l + 4r(i—г)] -z О

При ступенях равного давления коэф. реактивности г=0, а поэтому

±^· (55d>

Если все ступени имеют одинаковый кпд η, то кпд Т.

Пт=V* (1 + в)· (56)

Т. о. кпд Т. выше кпд ступени. Регенерация потерь от ступени к ступени становится меньше и для последних ступеней равна 0. Поэтому пониженный кпд первых ступеней не имеет большого значения,и наибольшее внимание следует обращать на возможно лучший кпд последних ступеней.

Подразделение перепада в Т. с единым потоком пара. В зависимости от производственных условий характеризующими факторами для Т. служат: р₀, t₀, р_л, N_e и п. Имея эти данные, можно получить Н и D =860/Н. Кпд р_е и расход пара D_e определяются для различных значений v по ур-ию (42); при этом предварительно задаются значением η_α (0,98—0,99). Каждому значению v соответствует значение

2d²=3,00· 10 ⁶·Η~· (57)

По В_е и годовому расходу энергии в kWh определяется годовой расход пара. Годовые затраты на горючее В м. б. определены по кпд котельной и стоимости топлива, причем величина В практически пропорциональна расходу пара D_e. На фигуре 47 нанесено В в зависимости от Σ<^². Кривая имеет минимум при определенном значении ΣΐΡ. Однако этот минимум не соответствует наибольшей экономичности, т. к. кроме стоимости топлива должен быть учтены капитальные затраты К, то есть необходимо принять во внимание проценты на амортизацию Т. Цена Т., а вместе с ней и капитальные затраты К растут почти по прямой линии в зависимости от Σ<!². На фигуре 47 нанесены кривая К, а также полна я годовая стоимость Т=В+К. Минимум этой

*9

кривой получается при меньших значениях £d^a, чем минимум для кривой В или D_e. Когда выбрано определенное значение £d^a, то м. б. найдено £it^a, ν, η_β, D_e и G. Механич. кпдТ.»?_тем. б. определен по ур-ию (39), приняв внутренний кпд щ=: п_те и конечное состояние пара

I_A=I₀—H щ (фигура 39). Давление р₁ перед соплами первой ступени вследствие падения давления, вызванного торможением при входе пара в Т., меньше р₀, причем Ii=I₀. Среднее противодавление р_п за последним рабочим венцом следует принимать несколько выше, чем р_А, т. к. от выхода из последнего венца до выхода из Т. имеет место падение давления. Соответствующий р_п уд. объём v_n берется из таблицы г—s (фигура 39), причем следует принимать J„==1_А. Выбор системы регулирования зависит от рода нагрузки. Если Т. предназначается для длительной работы при приблизительно полной нагрузке, то достаточно применить регу-

_ В+И= Т ___
--?--	в
1 1 1 i	к
i i
—Id2
Фигура 4 7.

лирование торможением; если же Т. работает с сильно меняющейся нагрузкой, то более экономичным оказывается количественное регулирование. Для подразделения перепада необходимо знать среднее характеристич. число v_em. Если Т. имеет только одновенцовые ступени и работает при регулировке торможением, то сумма перепадов при расширении (фигура 39)

i“.=(1 + е) · Сh-ΐη) (58)

и

/Sit* _/кпч

ν =---- · (59)

^ε» 9i,53 Yih

При количественном регулировании первая ступень (часть I) выполняется, как активная или как колесо Кертиса. Обозначим: d_l—диам., fc;—число венцов, η₁—кпд регулируемой ступени и р_п—давление за ступенью; в этом случае имеем:

2 ₇ 2 7- ^πά1^η

= · «I=^А1~60~ ^!

1ц=1ц + (1 — %) · (Ιχ — In),

Η и=1ц — in·

Отсюда м. б. получено для второй части

hi (1 + ей);

~ * U J,

Ι^Συ. д

ΣΚ_η=1/т Σ«π=Στ² -

’"II 91,53 /Eheu

(60)

Определение числа ступеней и диаметра производится различно в зависимости от того, выполняется ли Т. во второй части, как активная или реактивная.

Активные Т. Потеря при выходе ζ_α, обусловливающая в значительной мере кпд турбины, зависит от размеров последних ступеней, которые поэтому должен быть определены в первую очередь. При выборе величины ζ_α исходят из нагрузки, которая дает наиболее экономичную работу Т. Если Т. должна работать длительно или гл. обр. при полной нагрузке, то ζ_α сле дует брать возможно меньше (1—2% при конденсационных Т.); в этом случае удельный расход пара D_e меняется при переменной нагрузке аналогично кривой а (фигура 48), данной без масштаба. Если же Т. работает при сильно меняющейся нагрузке, то ζ_α при полной нагрузке можно брать больше; так как при уменьшающейся нагрузке ζ_α уменьшается, то В_е меняется согласно кривой Ь на фигуре 4S. Эти соображения должны лечь в основу выбора ζ„ для расчета последних ступеней. Для средней абсолютной скорости выхода из последнего колеса имеем е„-91,53 ]/£Г^Й (61)

Приближенно для определения диаметра последней ступени можно принять

“->/^7,·<«2)

где Ф_п=~=отношению длины лопатки к

^аП

диаметру. Чем больше принято Ф, тем менее благоприятны условия протекания пара в последнем рабочем венце. Максимальное значение Φ._7ηαχ составляет 0,2 — 0,3. Диаметр d по соображениям прочности не должен превосходить d_max·, для современных материалов при и=3 000 об/м. d_max=1,7Д-1,9 метров Если при расчете получается диам. di>d_max, то последняя ступень должна иметь два или несколько потоков пара. По d_n м. б. определено и_п=d_n,

L_n=d_n Ф_п и η_α по ур-ию (46). После предварительно установленных данных для последней ступени следует определить диам. d, и длину L, для первой ступени. При этом следует установить, должна ли Т. иметь регулирование количественное или торможением. При регулировании торможением следует принимать для полной нагрузки давление р₁ перед первым направляющим колесом процентов на 10 ниже давления р₀, имея в виду падение начального давления вследствие торможения пара в напорном вентиле и в регуляторе, а также колебание давления и потери при выходе. Значение v_u соответствующее значению р, следует брать из табл, г—s (фигура 39). Для получения хорошего кпд следует брать ,!/,> 0,012 м, Ф> 1/100 и а_с, > 13 -г-14°. Для определения диам. должен быть задан конечный объём пара первой ступени. Но т. к. он пока неизвестен, то представим себе перед первой ступенью еще одну (в действительности несуществующую) нулевую ступень. Конечный уд. объём пара этой ступени равен известному нам начальному объёму v₁. Приближенно для d₀ нулевой ступени имеем:

d₀=15· .(63)

Отсюда м. б. получено L₀=d₀ Ф_т(п. Если полученное т. о. значение L„< L_min, то d₀ должно быть уменьшено. Для первой ступени м. б. принято d, es d₀ (с возможным округлением в сторону увеличения). Если полученное для d₁ значение по конструктивным или по иным соображениям оказывается чрезмерно мало, то первая ступень выполняется с парциальным подводом пара. В больших Т. диаметр первой ступени всегда получается меньше, чем для последней. В таком случае первые ступени м. б. выполнены с меньшим, а последние ступени с большим диаметром. Промежуточное давление Vn> при к-ром переходят от меньшего диаметра к большему, м. б. найдено, если произвести рас-

чет, при каком давлении лопатки части высокого давления с малым диам. с1_г оказываются слишком длинными, а лопатки части низкого давления с большим диам. d_n получаются слиш

ком короткими. После выбора промежуточного давления р_я получаем сумму перепадов при расширении (фигура 49)

Σϊΐε=-H# · (1 + + Дд-(1 + 0_jV)·

Перепад при расширении для одной ступени в части высокого давления

_ id · π ·η 2

Г 60 J

1

8380vim

в части низкого давления

, (ά_η·π·ηγ 1

^ε* V 60 I s:sQ*l_m

Таким образом число ступеней в части высокого давления

Н hen и в части низкого давления	(64)
г _ Σίι*.ν "Ν ЬеДг	(65)

Увеличение диаметров колес от меньших к бблыпим м. б. плавное или ступенчатое. После установления числа ступеней и диаметров следует проверить, совпадает ли полученное для Σ№ значение с принятым ранее; в случае необходимости расчет диам. должен быть уточнен. При количественном регулировании первая ступень, регулировочная, работает с переменным перепадом; но так как эта ступень может работать экономично только при определенном пределе перепада, то размеры должны быть установлены в соответствии с основным режимом работы. Благодаря парциальному впуску пара диам. d_x регулировочной ступени м. б. в известных пределах выбран произвольно. По величине dj м. б. определено щ. Характери-стич. число выбирается соответственно числу венцов; отсюда получается перепад в ступени hi и вместе с тем давление пара р_п перед второй ступенью, диаметр которой определяется таким я-te образом, как и диаметр первой ступени для Т. с регулированием торможением.

Реактивные Т. Т. к. реактивные ступени выполняются только с полным подводом пара, то для чисто реактивных Т. (без активных ступеней или колеса Кертиса) применима только регулировка торможением. Для удешевления производства стремятся к ограничению числа применяемых профилей лопаток, вклю- _tчая возможно большее число ступеней в группы с одинаковым профилем. Такая труппа, в которой все направляющие и рабочие лопатки имеют одинаковые профили (однопрофильная группа), имеет степень реактивности г^0,5. Для определения диаметра реактивной ступени с конечным уд. объёмом V вычерчивают прежде всего план скоростей (фигура 23), причем следует задаться углами и коэф-том скорости. При однопрофильных группах принимают α_ϋχ=β_υΐ2 и e =

= w. Т. к. величины скоростей еще не известны и вначале может идти речь только об их отношении к окружной скорости, то предварительно откладывают e=w=1 в произвольном масштабе, затем изменяют и до тех пор, пока не получат v_e=v_sm; одновременно находят соот-ветствующее значение v =~=—. Для определения диаметра ступени по ур-ию неразрывности, принимая некоторые допущения, имеем приближенную ф-лу

(66)

’ у Ф п

Для однопрофильной группы должен быть рассчитана только нулевая и последняя ступени. Для нулевой ступени в уравнение (66) вместо Ф должен быть подставлено минимально допустимое значение Фцйп=1/15, а вместо v—начальный уд. объём для группы «χ, По d и п определяется и, а по ν_ε и и—перепад при расширении h_e. Если все ступени группы имеют одинаковый диаметр, то конечный уд. объём v_n группы получается по ур-ию (66), в к-рое вместо Ф следует подставить максимальное значение Ф_отаж= 1/7,5. По v_nопределяется конечное давление р_п, а отсюда перепад для группы Hj и число ступеней

Hiu+ei)

(67)

Если диаметр должен увеличиваться от ступени к ступени, то для последней ступени группы определяют по ур-ию (66) или диаметр при выбранном конечном давлении или конечное давление при выбранном диаметре. Отсюда получают перепад для первой и последней ступеней, а следовательно и средний перепад h_em для группы. Затем определяется число ступеней в группе по ур-ию (67), причем вместо h_e подставляют h_em. Приближенные значения длины лопаток нулевой и последней ступеней группы находят из ур-ия L=0 · d. Длины лопаток промежуточных ступеней сначала подбирают приближенно интерполированием. Когда найдены число ступеней, диаметр и конечное состояние для одной группы, то переходят таким же образом к расчету следующих групп. Для Т. низкого давления при большом объёме однопрофильная группа ступеней неприменима, т. к. длины лопаток последней ступени от венца к венцу слишком быстро возрастали бы и концы лопаток расходились бы весьма сильно, что неблагоприятно отразилось бы на направлении пара. Ступени в этом случае рассчитываются, как одиночные, и их профили и углы изменяются от ступени к ступени. Прежде всего определяют d_nи L_n последней ступени таким же методом, как и при активных Т. По давлениям р_я и р_п до и после части низкого давления получают пере пад Η_χ (фигура 49) и сумму отдельных перепадов

&еЛ^{г =} Η γ · (1 + вл’)·

Отсюда определяют d_a и приближенную длину • лопаток Б„ нулевой ступени части низкого давления, для чего приближенно можно принять

J ~ <7 К, G «ЛГ а0^‘,о п к	(68)
т ~ ^9 -Ьо -= 25 *	(69)

Часто получается d₀<d_n; тогда d₀ берут с округлением, принимая его за диаметр первой ступени части низкого давления. По диаметру первой и последней ступени низкого давления определяется при помощи v_em перепад для первой и последней ступени, а затем средний перепад и число ступеней низкого давления. После установления размеров следует проверить, совпадает ли полученная по расчету величина с принятой ранее предположительно..

Комбинированные Т. имеют в большинстве случаев в части высокого давления активные ступени с количественным регулированием, а в части низкого давления реактивные ступени, причем первая ступень выполняется, как регулировочная ступень, с одним или несколькими венцами. Определение числа ступеней и диаметров производится так же, как для активных или реактивных Т.

Подразделение на ступени в Т.с разветвленным потоком пара, а) Т. с отбором пара. При проектировании Т. с отбором пара б. ч. в задании указаны р₀, t„, pA-N_e и давление отбора р_а1, р_а2,. и требуется, чтобы при различных нагрузках и количествах отбора G„ расход G не превосходил известного предела. Кроме того задаются также максимальный возможный расход (Schluck-fahigkeit) G_max и максимальное количество отбора. По этим заданиям получаются б. ч. очень широкие пределы расхода пара для отдельных частей Т. Регуляторы, устанавливаемые на паропроводах свежего пара и на перепускных трубопроводах, могут действовать посредством открывания части сопел или торможением; вследствие имеющих место при работе сильных колебаний расхода б. ч. применяется количественное регулирование. Благодаря значительным колебаниям расхода пара в отдельных частях Т. определение размеров становится затруднительным, тем более что для каждой части получается лучший кпд только при расходе пара, не выходящем из известных границ. Эти границы тем уже, чем больше число ступеней; наиболее широкие пределы получаются для части, состоящей из одной активной ступени или колеса Кертиса с применением количественного регулирования. Поэтому в виду невозможности удовлетворить всем условиям при определении размеров в первую очередь следует иметь в виду наиболее часто имеющий место основной режим работы. При турбине с одним промежуточным отбором (фигура 41) в части высокого давления протекает количество пара G, а в части низкого давления G₀=G — G_a. Часть высокого давления рассчитывается, как Т. с противодавлением, а часть низкого давления, как Т. без отбора пара. Если, как часто бывает при большом отборе пара, G во много раз превышает G₀, главное внимание должен быть обращено на хороший кпд части высокого давления; поэтому последняя выполняется много ступенчатой. Кпд части низкого давления в этом случае имеет небольшое значение и т. о. эта часть может иметь малое число ступеней или выполняется одноступенчатой. При этом бывает достаточно иметь одно-, двух- или трехвен-цовое колесо Кертиса. Если, наоборот, Т. большей частью работает только с незначительным отбором, то применяется конструкция, аналогичная однопоточной Т. В каждом отдельном случае следует обращать внимание на достаточный размер сечения сопел обеих частей для пропуска максимального количества щара во время работы. При Т. с отбором пара в двух местах поступают, как было указано ранее, но здесь приходится еще иметь дело с частью среднего давления. Т. к. при этом затруднение при определении размеров еще больше, то следует тщательно обсудить вообще надобность в отборе больше чем от одного места. Это имеет смысл в том случае, когда постоянно или в течение длительного периода требуется пар в большом количестве для нагревательных целей различных давлений при незначительном колебании в расходе. Если же, наоборот, требуется пар для нагревательных целей одного какого-либо давления только периодически или в небольшом количестве, то может оказаться более целесообразным брать этот пар не от Т., а из паропровода свежего пара или из трубопровода отборного пара более высокого давления с дросселированием его до требуемого давления. Часть среднего давления имеет б. ч. весьма малый перепад, поэтому более целесообразно применять активную ступень или колесо Кертиса с парциальным подводом пара и количественным регулированием.

b) Т. двойного давления. В отношении определения размеров Т., работающих свежим и мятым паром, следует иметь в виду то же, что было сказано для Т. с отбором пара. Эти Т. также должны быть приспособлены для наиболее часто встречающегося режима работы. Для Т., работающих свежим паром и паром от тепловых аккумуляторов, следует обращать внимание на то, что давление в аккумуляторе колеблется в широких пределах.

c) В отношении Т. с меняющимся числом оборотов для расчета должен быть дано соотношение между мощностью и числом оборотов. Такая Т. рассчитывается для наиболее часто встречающегося режима работы таким же образом, как Т. с постоянным числом оборотов.

Расчет отдельных ступеней. Активные ступени (фигура 13 — 16). Предварительным расчетом сначала определяется диам. d и среднее характеристич. число v_em для отдельной ступени. Отсюда получают перепад при расширении в ступени h_s. Для первой ступени подставляется h₀=0, для остальных ступеней fe₀, равное остаточной энергии h_c3предыдущей ступени. Вместе с тем имеем

he· =h₀+ h„, c=91,53 Уh_c и с₂=<р_х · с,

причем <р_г берут приблизительно. Угол сопла или направляющей лопатки а₂ в первых ступенях берется минимальным, а в последних ступенях максимальным, для того чтобы в первой ступени не получить слишком коротких, а в последних ступенях слишком длинных лопа,-ток. Число сопел z_d ступени с полным подводом пара не должен быть чрезмерно велико, т. к. в противном случае каналы окажутся узки и потери при прохождении пара слишком велики. Однако, с другой стороны, z_d не должен быть и слишком мало,

т. к. в этом случае дуга подвода пара, приходящаяся на одно сопло, оказывается слишком велика, и вследствие этого условия направления струи пара будут неблагоприятны. По z_dполучается шаг для сопел a_d, после выбора толщины перегородки a_od получаем внутренний

шаг а_ы=а_л - a_od и коэф. сужения е_л =. По перечное сечение сопел рассчитывается на протекание пара без потерь. Выходное поперечное сечение сопла определяется ф-лой

/’=«LzSiEtliL (70)

¹² 2(1 · С ’ ⁴

после выбора а_с1 получаем требуемую высоту сопла при выходе:

L_d=- —

^а aa-Sinaci

(71)

Здесь G_sv представляет непроходящий через сопло пар, расходуемый на утечку. Т. к. /; при предположении протекания пара без потерь получается несколько преуменьшенным, то следует несколько округлить L_d в сторону увеличения и эффективную высоту сопла будем иметь Если противодавление за ступенью Рг > Р», то сопло не получает расширения и а₂== а_С1. Если p₂<p_s, то сопло должно иметь самое узкое сечение f_m < Определив

P_s=^£s-P,; К=К₀ + i_L - i_s и c_g=91,53 УК,

получаем

f

771 ~

(G - G_sp) · v_s^zd^cs

(72)

Если c только незначительно (не более чем на 20%) больше, чем c_s, то отношение уширения q настолько мало, что более целесообразно выполнять сопла без уширения. В этом случае получается незначительное отклонение струи и “2 Д- б. взято соответственно меньше, чем a_Ci. Отклонение струи определяется по ур-ию (24). Угол входа лопаток β₁ выбирается т. о., чтобы он был равен β_И1 или несколько больше, но не меньше, т. к. при уменьшении расхода пара перепад получается меньше для всех ступеней, за исключением регулировочной, а вследствие этого β,_η окажется больше. Длину лопаток при входе выбирают несколько большей, чем L_d, для того чтобы обеспечить вход пара в каналы, образованные лопатками. Требуемая длина лопаток L_s при выходе зависит от угла выхода β2 и чем больше /?₂, тем меньше будет L_s. Если, что практически имеет место, не происходит никакого отклонения струи, то β,₀₂=β₂. Приближенно можно принять т¹ ~ e_sW! -sin/Si _т* w-sin/S₂ ^d’

(73)

где e_s=~, a w > w₂. Значение β₂ выбирается τ. о., чтобы разница между длиною лопаток при входе и при выходе не была слишком велика, так как в противном случае нарушилось бы очертание «поточной части». Вследствие этого в первых ступенях берется β₂ < β,_η, в средних ступенях β₂=β,₀₁, а в последних ступенях βί > β·.οι· Т. к. не представляется возможным рассчитать L с такой точностью, чтобы поток пара вполне заполнял сечение канала без подпора, то может случиться, что рассчитанные каналы между лопаток окажутся несколько преуменьшенными. В таком случае имеют место перед лопатками ^избыточное давление и вместе с тем аксиальный сдвиг и потери на утечки через неплотности вследствие протекания пара вокруг лопаток. Во избежание этого явления длина лопаток L_s должен быть взята больше, чем L_s.

Однак® более узкий канал выгоднее, если не принимать во внимание аксиальный сдвиг и неплотности, чем слишком широкий. Перепад в последней ступени, а при количественном регулировании и в регулировочной ступени сильно меняется в зависимости от количества протекающего пара. Рекомендуется вычерчивать диаграммы скоростей для этих ступеней при рассмотрении предельных случаев и выбирать β_χ т. о., чтобы его значение лежало между пределами, полученными для β_α1.

Колесо Кертиса применяется б. ч. в качестве регулировочной ступени при количественном регулировании. Вследствие этого давление р_гперед соплами остается примерно постоянным за исключением тех сопел, в которых пар дросселируется. Противодавление р₂, напротив, приблизительно пропорционально количеству пара, протекающего через ступень. Поэтому перепад в ступени меняется с нагрузкой. Если ступень должна работать с практически постоянной нагрузкой, то этим самым устанавливается перепад, к-рый и должен быть принят при расчете. Если же ступень должна работать при сильно меняющемся перепаде, то целесообразно рассчитать ее при нек-ром. среднем перепаде. Поперечное сечение сопел и длина лопаток L_A (фигура 18—20) рассчитываются так же, как для активных ступеней. Длины лопаток L_B,L_C,. определяются по приближенным ф-лам:

_L L_c=^--L_s. (74)

^D <ПяВ ^л’ ^с w _гас ^л

Реактивные ступени. Для расчета следует прежде всего вычертить план скоростей. Тогда по ур-ию неразрывности получается соотношение (фигура 21—24):

d L · w=°·^· (75)

π-sin Pi ⁴

При неподвижных лопатках следует подставить а₂, с v_c, вместо β₂, w и v_w. Значение L представляет теоретически необходимую длину лопатки при неплотности, равной 0. Действительная ^лина лопатки Ьзили!^зависит от величины зазора L_sp. Приближенно можно принять L_s=L — 2 L_sp.

В группах ступеней L пропорционально удельному объёму пара при одинаковом плане скоростей. Поэтому оказывается проще производить расчет графич. путем. Ступени с значительными диаметрами и перепадами ’ должны, напротив, рассчитываться, как отдельные ступени. При этом оказывается необходимым брать г < 0,5, т. к. в противном случае разность L_s—L_dполучается слишком велика.

Ступени с малой реактивностью. Поперечное сечение каналов в соплах и между направляющих лопаток рассчитывается точно так же, как для ступеней других типов, по ур-ию неразрывности. Активно-реактивные ступени с малыми диаметрами, малым перепадом и короткими лопатками выполняются в виде отдельных групп, причем все ступени имеют одинаковый профиль каналов. При расчете предварительно строится средний планско-ростей. Т. к. с реактивностью связаны осевое усилие и потерй вследствие неплотностей, то степень реактивности г должна быть взята тем ниже, чем меньше длина лопаток и чем выше давление пара. При этом можно допустить увеличение г от ступени к ступени. Соответственно с этим меняется также от ступени к ступени и план скоростей, поэтому при“конструировании сопел и профилей лопаток следует обращать внимание на то, чтобы угол входа лишь немного отличался от направления струи входящего пара. Расчет высоты сопел и длины лопаток проще всего производить графически или по разработанным таблицам. Активно-реактивные ступени с большими диаметрами, с большим перепадом в ступенях и с длинными лопатками рассчитываются как одиночные ступени. Вследствие большой длины лопаток и низких давлений потери через неплотности и осевое давление незначительны, поэтому последними в большинстве случаев можно пренебречь. Ступени скорости с реактивностью рассчитываются, как колесо Кертиса, без реактивности. Если при этом лопатки последнего венца получаются слишком длинны, расчет повторяется в предположении различных степеней реактивности до тех пор, пока не будут получены приемлемые размеры длины лопаток. В большинстве случаев при этом оказывается достаточным предусматривать расширение только в последнем венце. Т. к. реактивные ступени с пред-включенным колесом Кертиса применяются почти исключительно в пределах более высоких давлений, то степень реактивности в связи с потерями вследствие неплотностей должна применяться возможно малой.

Лит.: Andrieu A., Turbines k vapeur, applications k la navigation, P., 1929; Belluzzo G., Les turbines k vapeur, t. 1—2, P., 1928; Church E., Steam Turbines, N. Y., 1928; Dubbel H., Kolbendampfmaschinen u. Dampfturbinen, 6 Aufl., B., 1923; Fliigel G., Die Dampfturbinen, ihre Berechnung u. Konstruktion, mit einem Anliang ilber Gasturbinen, Lpz., 1931;Forner G., Der Einfluss d. riickgewinnbaren Verlustwarme des Hoch-druckteils auf den Dampfverauch d. Dampfturbinen, B., 1922; F о r n e r G., Die thermodynamische Berechnung d. Dampfturbinen, B., 1931; Kerton W., Steam Turbine, Theory a. Practice, 3 ed., L·, 1931; Kraft E., Amerikas Dampfturbinenbau, B-, 1927; Kraft E., Die neuzeitliche Dampfturbiue, 2 Aufl., B., 1930; К r tiger H., Dampf-turbinenschaufeln, B., 1930; Lasche 0., Konstruk

tion u. Material im Bau von Dampfturbinen u. Turbodyna-inos, 3 Aufl., B., 1925; Martin H., The Designa. Construction of Steam Turbines, L·, 1913; Neilson R., The Steam Turbine, 5 ed., L. 1929; Me lan H., Die Schal-tungsarten d. Haus- u. Hilfsturbinen, B., 1926; Moyer G., Steam Turbines, 5 ed., L., 1929; Peabody C. Thermodynamics of the Steam Turbine, N. Y., 1911; S t о d o-la A., Dampf-u. Gasturbinen, 6 Aufl., B., 1924; Wagner H·, Der Wirkungsgrad von Dampfturbinen-Beschau-felungen, B., 1913; Zerkowitz G., Thermodynamik d. Turbomaschinen, Miinchen, 1913; Zietemann C., Berechnung und Konstruktion der Dampfturbinen, Berlin, 1930. К. Форнср.

Турбостроение в СССР и типы Т. внутрисоюзного производства. Турбостроение в дореволюционной России началось в связи с выполнением большой судостроительной программы, по которой на русских заводах должны были быть построены не только военные суда, но и двигатели для них. В виду отсутствия собственного опыта заинтересованные заводы (Балтийский судостроительный, Николаевский судостроительный, Металлический и з-д Франко-Русского об-ва) вступили в связь с иностранными турбостроительными предприятиями, взявшими на себя переоборудование заводов и обучение персонала («Джон Броун» в Англии и «Броун-Бовери» в Швейцарии). В качестве типовой судовой машины были избраны реактивные Т. типа Парсонса и Парсонс-Броун-Бовери. Производство этих Т. было довольно быстро освоено, но широко не развилось. Производству стационарных Т. было положено начало в 1904 г., когда Петербургским металлическим з-дом были приобретены права на постройку Т. сист. Рато и начато оборудование турбинной мастерской, но за период времени 1907—17 гг. было выпущено только 26 Т., причем мощность отдельного агрегата не превышала 1 250 kW. После нек-рого затишья в годы гражданской войны з-д с 1923 г. начал вновь интенсивно развивать турбостроение и уже в 1925 году выпустил Т. мощностью 10 000 kW. В 1931 г. начинается производство Т. на заводе «Красный Путиловец», а в 1933 г. вступает в строй Харьковский турбогенераторный завод. В настоящее время производственная мощность этих трех предприятий почти полностью обеспечивает потребность страны в Т. Энергоцентром (ныне Главэнерго) разработан следующий проект стандарта на паровые Т. союзного производства, к-рый мы приводим в последнем, уточненном, варианте (табл. 1 и 2).

Таблица 1 .—К онденсационные турбины.

Номи наль ная мощ ность турбо генера торов kW	Параметры пара у впускного вентиля турбины		Число об/м.	Пиело нере- гули- руе- мых отбо ров	Примерная t° подогретой пита-тел. воды при максим, длит, мощности	] Тип турби ны
	давле ние, atm абс.	1°
750	20	350	5 000		_	1
			1 000				Бес-
1 500	20	350	—	1	65		под-
2 500	20	350	—	1	70		валь-
4 000	29	400	—	1.	70		ная
6 000	29	400	3 000	2	100
12 000	29	400	3 000	3	150—155
25 000	29	400	3 000	3	150—155
50 000	29	400	1 500	3—4	155
50 000	29	400	3 000	3—4	155		Под-
100 000	29	400	1 500	3—4	180		валь-
50 000	55	450	1 500	3—4	180		ная
50 000	55	450	3 000	3—4	180
100 000	55	450	1 500	3—4	180
200 000	55	450	1500	4	180

Эти данные положены в основу программ турбостроительных з-дов и приняты к руководству проектными организациями.

Т. Ленинградского металлического завода им. Сталина. До 1911 г. Металлический з-д строил активные Т. со ступенями давления сист. Рато (фигура 50). Цилиндр Т. отливался из чугуна и состоял из 6 частей, скрепленных болтами. Со стороны низкого давления он опирался лапами, прилитыми к задней крышке, на фундаментную плиту, а со стороны высокого давления—лапами передней крышки на особые выступы станины переднего подшипника. В местах прохода вала сквозь диафрагмы устанавливались лабиринтовые уплотнения; в крышках цилиндра—уплотнения металлич. кольцами: давление в камерах последних поддерживалось выше атмосферного посредством редукционного клапана. Смазка производилась автоматически, под давлением; фильтр и холодильник для масла помещались внутри фундаментной плиты. Подшипники Т. мощностью свыше 750 kW имели водяное охлаждение. Гребенчатый упорный подшипник был расположен с задней стороны Т. Турбины имели качественное регулирование посредством дроссельного клапана, непосредственно связанного с центробежным регулятором. Возможность перегрузки достигалась впуском свежего пара непосредственно в средние ступени. Следующим этапом был переход на производство Т. типа AEG с ббльшими или меньшими изменениями оригинальной конструкции. Этих Т. выпущено свыше 50 шт. (первая из них в 1923 году). Среди них были чисто конденсационные. с противодавлением и с отбором пара, для начальных давлений 10—30 aim. Т. небольшой

Номинальная мощность турбогенератора, kW	Параметры пара у впускного вентиля		Число об/м.	Давление регулируемого отбора, atm абс.	Колич. отбираемого пара от регулируемого отбора, т/ч		Тип турбины
	давление, aim абс.	t°			макси мальное	при эконом. мощности
1 500	20	350	5 000/1 000	5 ±1	16	9	)
2 500	20	350	5 000/1 000	5 ±1	20	14
4 000	29	400	5 000/1 000	5 ±1	35	20		Беепод-
4 000	29	400	5 000/1 000	1,2-42,5	32	20		вальная
6 000	29	400	3 000	7 ±1	45	30
6 000	29	400	3 000	1,24-2,5	40	35
12 000	29	400	3 000	7 ±1	45	45
12 000	29	400	3 000	1,24-2,5	60	30
25 000	29	400	3 000		150	90
25 000	29	400	3 000	1,24-2	100	40
50 000	29	400	1 500	1,24-2	200	80		Подваль-
50 000	29	400	3 000	1,24-2,5	200	80
50 000	55	150	1 500	1,24-2,5	200	80
50 000	55	150	3 000	12 4-14	110	90
				1.24-2,5	140	60
25 000	55	450	3 000	7,5±1	55	15
				1,24-2,5	70	30

мощности AEG-ЛМЗ строились активного типа с двухвенечным диском Кертиса в первой ступени и 6—8 ступенями давления (фигура 51). Т. рассчитана на начальное давление 12—15 atm. Ротор Т. и связанный с ним жесткой муфтой ротор генератора покоятся на трех опорных подшипниках. Т. не имеет фундаментной плиты; последняя расположена только под генератором; цилиндр подвешен между станинами среднего и переднего подшипников. Передний подшипник установлен на самостоятельном фундаменте со способностью перемещения по направляющим при удлинении цилиндра от нагревания. Вал работает при числе оборотов ниже критического. Крепление дисков на валу коническими разрезными втулками. Т. имеет односторонние лабиринтовые уплотнения в местах прохода вала сквозь диафрагмы и двусторонние, уплот-

при 3 000 об/м. (фигура 52) имеет 13 активных ступеней в ЦВД и 7 в ЦНД. Давление свежего пара 26 atm, t° 375°. Все ступени работают с небольшой степенью реактивности (5—10%) кроме последних двух, где υ=20% и 50%. Вал Т. состоит из двух частей, соединенных подвижной муфтой. Осевые давления воспринимаются отдельным для каждого цилиндра подшипником типа Мичелля. С 1928 г. ЛМЗ начал постройку Т. типа Метрополитен - Виккерс на основании заключенного с этой фирмой соглашения о технич. помощи.

Фигура 50.

няемые паром — со стороны высокого и низкого давления. Регулирование осуществляется введением в действие и выключением отдельных групп сопел. Групповые клапаны управляются кулачковым валом, непосредственно соединенным с масляным сервомотором ротативного типа. Гребенчатый упорный подшипник в последних выпусках заменен подшипником Мичелля. Конструкция более мощных двухцилиндровых турбин AEG-ЛМЗ в значительной степени является самостоятельной; по типу AEG выполнено только регулирование; влияние этой фирмы отразилось также на конструкции цилиндра, подшипников и уплотнений. Турбина мощностью 10 000 k V

Турбина МВ-ЛМЗ 24 000 kW при 3 000 об/м. (фигура 53) представляет собой двухцилиндровый одновальный агрегат. Турбина активного типа предназначена для конденсационной работы и имеет четыре нерегулируемых отбора пара на регенерацию. Цилиндр высокого давления (ЦВД) состоит из 20 ступеней, цилиндр низкого давления (ЦНД)—из 8. Сопла первых 14 ступеней фрезерованные. Все ступени работают с небольшой степенью реактивности кроме последних, где υ достигает 50%. В ЦНД применено дублирование последних ступеней и ответвление части пара из предпоследней ступени в конденсатор (системы К. Баумана). Т. имеет водяные уплотнения со

Фигура 5 3.

Фигура 56.

генерацию. Регулирование части высокого давления производится одним дроссельным и двумя перепускными клапанами; регулирование-части низкого давления—поворотной заслонкой: в ресивере. В 1934/35 г. ЛМЗ выпустит также-Т. мощностью 25 ООО kW с отбором до 150 т/ч: при 7 atm. Разработан проект Т. мощностью-25 000 kW на начальное давление 125 atm и: ί° 475° и несколько типов Т. для воздуходтаок-Т. з а в о д а «К р а с н ы и Путилов ец». «Красный Путиловец» принял в 1930 г. от ЛМЗ

стороны низкого давления, упорные подшипники типа Мичелля и соединительные муфты полужесткого типа. Турбина МВ-ЛМЗ 50 000 kW при 1 500 об/м. (фигура 54) также активная, чисто конденсационного типа с четырьмя нерегулируемыми отборами на регенерацию. ЦВД состоит из 24 ступеней, ЦНД—из 16 ступеней.

Фигура 57.

Последняя ступень выполнена по системе Баумана. ЛМЗ разработан вариант этой конструкции для 3 000 об/м., что дает значительное уменьшение габаритов и веса машины. С 1930 г. ЛМЗ переходит исключительно на крупное турбостроение и наряду с производством мощных конденсационных Т. системы МВ начинает проектирование и производство Т. специальных типов по собственным разработкам, применительно к заданиям Главэнерго (смотрите табл. 1 и 2). На данный момент осуществлены две конструкции теплофикационных!¹. Турбина П—165 (фигура 55) мощностью 12 000 kW при 3 000 об/м. построена на начальное давление 26 atm и Г 375°. Основной особенностью является регулируемый отбор при 6±1 atm. в количестве 50 т/ч и регулируемое противодавление 0,7—1,2 atm с максимальным расходом 65 т/ч. Т. активная, одноцилиндровая с 17 ступенями давления, из которых 6 в части низкого давления.

Регулирование части низкого давления производится перекрытием отдельных сопел в диафрагме перемещением особого кольца; регулирование в части высокого давления—дроссельное. Обе системы кинематически не связаны друг с другом. Турбина ДКО—185 (фигура 56) мощностью 25 000 kW при 3 000 об/м.‘рассчитана на начальное давление 29 aim, t° 400° и отбор до 100 т/ч при давлениях 1,2—2,0 atm. Т. двухцилиндровая, активная с 21 ступенью в ЦВД и 5 ступенями в ЦНД; имеется конденсационное устройство и два нерегулируемых отбора на ре производство Т. малых мощностей типа AEG-ЛМЗ (фигура 51), но с 1932 г. перешел на постройку быстроходных Т. бесподвального типа сист. Метропо-литен-Виккерс (фигура 57) чисто конденсационных и с отбором пара. Т. одноцилиндровая, активная, для начальных давлений 20—29 atm и t° 350— 400°, состоит из двухвенечного диска Кертиса и 7—9 ступеней давления. Нижняя часть цилиндра и верхняя конденсатора составляют общую отливку; конденсатор является опорой для Т. Генератор приводится посредством зубчатой передачи (редуктора), дающей ему 1 000 об/м. при 5 000 об/м. Т. За генератором на том же валу помещены возбудитель и циркуляционный насос. Конденсатный насос

Фигура 58.

приводится посредством вертикального валика от вала малой скорости редуктора. Зубчатая передача расположена со стороны высокого давления Т. Валовые уплотнения—гидравлич. типа. Регулирование сопловое, осуществляется двумя групповыми клапанами и отличается большой чувствительностью.

Т. Харьковского турбогенераторного завода. ХТГЗ в 1933—34 г. выпускает первые турбины, которые строит по типу GEC. Турбина GE-ХТГЗ мощностью юО 000 kW при 1 500 об/м. (фигура 58) активная, чисто конденсационная, одноцилиндровая, состоит из двухвенечного диска Кертиса и 16 ступеней давления. В отличие от европ. мощных •современных Т. она имеет гребенчатый упорный подшипник и жесткую соединительную муфту. Регулирование количественное посредством групповых клапанов. Вся конструкция маши-:ны чрезвычайно солидная и надежная. В программе завода имеются теплофикационные Т. той ;же мощности и чисто конденсационные мощностью 100 000 kW.

Лит.: Лосев С., Паровые турбогенераторы, -ч. 1, Паровые турбины и конденсационные устройства, 3 изд., "_М.—Л., 1932; Ж и р и ц к и и Г., Паровые турбины, •г. 1, 2 изд., Киев, 1930; Гринберг М., Крупное •турбостроение в 1932 г., «Вестник всесоюзного объединения котлотурбинной промышленности», Л., 1933, 1; •его ше, Советское энергооборудование к XV годов-ццине Октябрьской революции, «Тепло и сила», Москва, 1932, 10. С. Лосев.

Т. судовые. В настоящее время паровые Т. находят применение в качестве главных двигателей на всех типах надводных судов при включении механической (зубчатой) или электрической передачи между Т. и гребным валом. В табл. 3 приведены числа оборотов Т. и греб-:ных валов при полном ходе, характерные для различных типов судов.

Таблица 3.—Ч исла оборотов турбин нгреб-н ы х валов.

Типы судна	Число гребн. валов и мещ-ность агрегатов в IP	Ч исло об/м. гребных валов	Чмсло об/м. т.
Колесный пароход	lx 1500	45	7 500—5 800
Буксир.	lx 1 000	125	7 000
Пором.	2χ 1 100	135	5 000
Грузов, пароход.	lx 5 400	84	3 600
Пассаж. ».	2x11 000	124	1 580
Эскадр, миноносец	2x20 000	480	4 200—3 200
Легкий крейсер.	4X22 500	370	2 525
Линейный крейсер	4×36 000	210	1 500—1 100

Судовые передачи в большинстве случаев ставятся механические (зубчатые), т. к. они имеют •следующие преимущества по сравнению с электропередачей:

1) потеря на трение в зубчатых передачах, применяемых для передаточных чисел не •свыше 26:1, составляет не более 2% и в двойных—не свыше 4%, тогда как потеря в ;электрич. генераторах и моторах достигает ок. 10%; 2) отдельные части Т. при передаче редуктором м. б. спроектированы на более выгодные условия благодаря возможности выбора для них разных чисел оборотов, чем Т. для электрич. генератора, рассчитываемая на заранее заданное число оборотов; 3) вес и место, занимаемое передачей посредством редуктора, получаются меньшими, чем при электропередаче. Последняя имеет преимуществом отсутствие отдельных Т. для заднего хода, отнимающих на работу вхолостую при полном переднем ходе ок. 2% "мощности, а кроме того и гибкость управ ления, так как при наличии нескольких гребных винтов любой генератор может работать в случае аварии на любой мотор. При малой мощности установки судно получает один турбинный агрегат, при средней—два и при большой (до 200 000 РР)—четыре; применение 3 агрегатов встречается сравнительно редко. На ком -мерч. судах Т. с редукторами располагают возможно ближе к корме для уменьшения длины промежуточных валов. На военных кораблях часто применяется из тактич. соображений поочередное размещение котельных и турбинных отделений. В каждом отделении располагают не более двух агрегатов. На судах с электропередачей Т. с генераторами размещают возможно ближе к котлам, а моторы—в корме судна. На фигуре 58а показано расположение турбинной установки на англ, эскадренном миноносце «Acheron» с вспомогательными механизмами, где 1—Т. высокого давления, 2—первая промежуточная Т. среднего давления, 3—вторая промежуточная Т. среднего давления, 4—Т. низкого давления, 5—главный конденсатор, 6— коробка редуктора, 7—главный циркуляционный насос, 8—упорные подшипники, 9—охладитель для масла, 10—масляный фильтр, 11— насос морской воды для хозяйственных целей, 12 — пожарный насос, 13 — турбогенераторы, 14—воздушные компрессоры, 15—главный питательный насос, 16—опреснитель, 17—кингстоны, 18—деаэратор, 19—воздушный эжектор, 20—бак питательной воды, 21—воздушный турбонасос, 22—воздушный насос с мотором.

В установках с зубчатыми передачами каждый турбинный агрегат обычно делится в настоящее время на 3 части: высокого давления ВД, среднего давления СД и низкого давления НД, реже на 2, при применении же пара высокого давления (а иногда из других соображений) встречается разделение на четыре части (фигура 58а). Этим достигается помимо лучших условий работы отдельных частей значительное уменьшение размеров зубчатой передачи и повышение надежности действия в случае частичной аварии. При большом числе корпусов в одном агрегате не всегда удается разместить их все с одной стороны зубчатой передачи; тогда приходится одну из частей расположить с другой стороны или вынести вперед по сравнению с другими цилиндрами, удлинив соответственно вал Т. Для повышения экономичности работы

при уменьшенных ходах в Т. коммерч. судов довольствуются разбивкой насадок первой ступени, выполняемой обычно в виде 2-ввнечного колеса Кертиса, на несколько групп с закрываемыми в отдельности клапанами. На военных кораблях, которые ходят при уменьшенных скоростях значительно чаще, чем коммерч. суда, применяются кроме того отдельные, т. н. к р е й-серские, элементы. Они м. б. выполняемы в виде: 1) отдельной крейсерской Т., работающей обычно через особую зубчатую передачу на вал Т. высокого давления БД и вращающейся вхолостую при полном ходе, будучи сообщенной в это время с холодильником; 2) крейсерских ступеней, установленных впереди или позади первого колеса Кертиса в корпусе Т. БД и выключаемых из действия при полном ходе; 3) крейсерских ступеней, установленных в корпусе БД позади первого колеса Кертиса и пропускающих при малом ходе весь пар и при полном ходе только часть общего расхода пара (ок. ¹/₆); остальная часть пара минует при этом крейсерские ступени и, совершив работу в соответствующем числе главных ступеней, соединяется е паром, прешедшим через крейсерские ступени (последовательный и параллельный протоки).

Т. заднего хода обычно выполняются в виде двух активных ступеней, часто с двумя ступенями скорости, или в виде колеса Кертиса и короткой реактивной части. Они развивают до 50% мощности на полный передний ход на военных кораблях и до 75% этой же мощности на коммерч. судах. Части Т. заднего хода располагают в тех же корпусах, что и соответствующие по давлению части Т. переднего хода, но обычно Т. заднего хода делят на меньшее число частей, чем Т. переднего хода. Давление пара при впуске в Т. доходит весьма часто до 35—40 atm и темп-pa его до 400°. Разрежение в холодильниках обычно не превышает 93%. Холодильники применяются почти исключительно поверхностные с протоком циркуляционной воды внутри трубок один или несколько раз.

Если позволяет высота турбинного отделения,то холодильник помещают под Т. IIД с расположением его оси перпендикулярно или параллельно оси Т.; в последнем случае требуется специальное устройство фундаментов Т. для возможности выема трубок. При недостатке в высоте турбинного отделения холодильник располагают рядом с Т. НД. Охлаждающая поверхность холодильников на военных кораблях обычно не превышает 0,04 м² на ПР, на коммерч. судах она делается несколько большей. Главнейшими вспомогательными механизмами турбинных установок являются нижеследующие: 1) масляные насосы для подшипников Т. и зубчатых передач с фильтрами для очистки и охладителями для понижения f циркулирующего масла; 2) циркуляционные насосы для прокачивания зной воды через трубки холодильников. Иногда холодильники устраиваются проточными, то есть с использованием ско рости хода корабля для циркуляции воды в холодильнике, и тогда требуются только небольшие насосы для малых скоростей и для заднего хода; 3) конденсационные насосы для удаления конденсирующегося в холодильниках, пара, забираемого ими снизу при возможно высокой ί°; 4 ) воздушные насосы для удаления попадающего в холодильники воздуха, забираемого из отдельной секции трубок при возмоясно низкой температуре.

Веса Т. с зубчатыми передачами и холодильниками изменяются на военных кораблях в зависимости от мощности агрегата согласно данным табл. 4.

Таблица 4.—Вес турбин военных кораблей. Мощность турбин ного агрегата, IP.

Вес, кг/IP.

3 000 6 000 10 000

9,0—9,5 7,0—9,5 7,0 —7,5

10 000 20 000 30 000 40 000 50 ООО

6,8 5,7 4,7 3,9 3,4

Изменение веса Т. и редукторов в зависимости от мощности установок на коммерч. судах при-ведено в таблице 5.

Та л. 5.—Вес турбинных установок коммерческих кораблей.

Мощность установки, №. 1 500

Вес турбин, кг/IP 14,о

Вес зубчатых передач, кг/1Р. 17,0—17,5 13,5—14,5 10,5—13,5 10,0—11,0

Вес холодильников составляет в этом случае 30—40 килограмм на 1 ж² поверхности охлаждения. Площадь пола турбинных отделений составляет на военных кораблях от 4 ж² на 1 000 IP в установках с агрегатами средней мощности до 2,2—

2,5 ж² при агрегатах большой мощности; для коммерческих судов она указана в таблице 6, где

Таблица 6.—Габаритные размеры турбпнпых установок.

		Габаритная длина			На ибо Л. габар. ширина установки без холо-ди л ьн., м	1
Тип судна	Мощность установки, IP	собств. турб., ΛΙ	редук тора, м	общая длина уста новки, м		Площ. ! пола, : м“ на : 1 000 IP
Колесный пароход.	IX 1500	2,60	4,40	7,00	5,15	61,1
Грузовой ».	IX 1660	2,95	0,75 2,52 генерат.	6,70	3,90 4,56	75,6
Пассаж. ».	2χ 4 750	3,04		5,56		26,9
Пассаж, электроход.	4 х 4 750	4,45	3,60 мо гора 4,00 5,07		3,00 3,60	25,7
Грузовой пароход.	IX 8 000	3,00 4,70		8,07	5,55 6,30	11,9
Пассаж. ».	2X10 000		3,35	8,05		18,1
» ».	2x15 000	5,53	3,57	10, 16	7,06	15,2 I
» ».	1X25 000	7,87	3,37	11,24	5,75	8,8
Сторожевое судно.	2Х 1750	3,15	1,59	4,74	2,50	26,3
Эскадр, миноносец.	2 х 17 000	5,27	2,34	9,79 10,20	3,80	4,6
Легкий крейсер.	4X47 500	6,20	4,00		5,00	2,3

приведены также габаритные размеры нескольких турбинных установок.

На судах паровая Т. применяется также в комбинированных установках при использовании отходящего пара цилиндра НД поршневой машины при работе на общий вал последней. При этом мощность установки повышается на 20—25% при том же расходе пара вследствие возможности расширения его в Т. до разрежения в 93% вместо 86%, достижимых в поршневых машинах. В установках этого типа Т. изготовляют быстроходной с небольшим числом реактивных ступеней и соединяют с-валом паровой машины помощью двойной зубчатой передачи со включением в нее гидравлйч. (в системе Bauer-Wach’a) или гибкой механич.

(в системах Парсонса и Броун-Бовери) муфты для устранения ударов в зубцах, могущих иметь место вследствие неравномерности вращающего момента поршневой машины. При заднем ходе судна Т. мятого пара автоматически выключается, и пар из машины поступает непосредственно в холодильник. В других системах Т. мятого пара используется на выработку элект-рич. энергии для компрессора, сжимающего пар, к-рый забирается из цилиндра ВД и направляется затем в цилиндр СД.

Лит.: Яновский М., Морские паровые турбины, Л., 1925; его ше, Современные достижения в турбостроении, Л., 1926; е г ® же, Современное состояние машинного дела, «Морской сборник», П., 1922, 1—2; его ук е, Зубчатая или электропередача, там ше, 1922, 8—9; его же, История развития судовой турбины и зубчатой передачи, там же, 1925, 10; его ж е, Комбинированная паровая установка системы Bauer-Wach’a, там же, 1928, 7—8; его же, Современное морское турбостроение, там же, 1932, 6; С у р в и л о В., Энциклопедия судовых механизмов, Турбины, Л., 1931; Шестопалов Е., Судовые паровые турбины, Л., 1928; S о-t h е г n J., Marine Steam Turbine, 1926; Bauer G., Der Schiifsmaschinenbau, B. 2, Mch.—B., 1927; Sto-d о 1 a A., Dampf- u. Gasturbinen, B., 1924; Bellus-z о &., Steam Turbines. M. Яновский.

T. газовые. Принцип действия и основной способ работы. В газовых Т., как в поршневых двигателях внутреннего сгорания, энергия горючего возможно прямым путем преобразуется в полезную механическую работу. Топливо м. б. при этом в газообразном, жидком или в порошкообразном состоянии (т. к. в газовых Т. ни рабочий заряд ни продукты сгорания не соприкасаются со смазанными поверхностями, то в этом отношении на пути осуществления Т., работающей на угольной пыли, меньше препятствий, чем у поршневого двигателя, работающего на угольной пыли). По сравнению с паровыми двига-телями получается то преимущество, что отпадает котельная установка. По сравнению же с двигателями внутреннего сгорания можно ждать, по крайней мере при больших мощностях, таких же преимуществ, какие имеет паровая Т. по сравнению с поршневой паровой машиной, в особенности в отношении большого числа оборотов, совершенно равномерного и спокойного хода, а следовательно возможности установки на более легком фундаменте, достижения более высокой предельной мощности в отдельном агрегате, большей простоты в обслуживании и значительной экономии в расходе смазки. Напротив, другие значительные преимущества паровых Т. по "сравнению с поршневой машиной, как то: значительно меньший вес и меньшие габаритные размеры и (при больших мощностях) лучший термич. кпд, в газотурбинной установке б. ч. невелики или же совсем недостижимы. Несмотря на все усилия до настоящего времени не удалось осуществить надежно действующую, экономичную в эксплуатации газовую Т. (исключая построенные в последнее время небольшие Т., работающие на отходящих газах двигателей внутреннего сгорания). Причины заключаются гл. обр. в трудностях подбора материалов в виду высоких Г и вследствие неполучения до сего времени удовлетворительного термич. кпд. До тех пор пока нет твердой уверенности в том, что газовая Т. так же экономична (включая проценты на капитал и амортизацию основного капитала), как и паровая Т. или двигатель внутреннего сгорания (что от газовой Т. вероятно требует термич. кпд по крайней мере в 30%), особых побуждений для развития этого трудного типа машин не имеется; но достижение этой цели можно считать вероятным, даже не предъявляя слишком повышенных требований к Г-ной устойчивости материалов. В наст, время не осталось почти сомнений, что газовая Т. для успешной конкуренции с двигателем внутреннего сгорания н паровой Т. при полном использовании тепла должна в установке соединяться с паровой Т.

1. Превращение энергии. При полезной мощности А), (в ЕР; все другие величины, поскольку не оговорено, даются по системе м, кг, ск., а количества тепла в Cal), часовом расходе горючего G_h и низшей теплотворной способности топлива Н_п величина термич. кпд двигателя внутреннего сгорания определяется по ф-ле:

В газовой Т. потенциальная энергия переходит в полезную работу таким же образом, как и в паровой Т., то есть по крайней мере в одной рабочей ступени, состоящей из направляющего аппарата и рабочего колеса; при этом венец рабочего колеса может, как и в паровой Т., работать как ступень равного или избыточного давления. Расширение происходит или при установившемся движении потока, как в паровой Т., или же протекает при б. или м. сильных равномерных пульсациях давления и скорости. Для получения перепада давлений необходимо, как и у поршневых двигателей, горючее и воздух подвергнуть сжатью (и притом у газовых турбин всегда отдельно, для предупреждения появления преждевременных вспышек). При последующем горении наступает значительное увеличение объёма, т. ч. работа расширения превышает работу сжатия и дает избыток, для полезной работы. Для решения этой задачи предлагалось очень много рабочих схем, которые в основном можно подразделить на две группы. Группа с раздельными сжатием

и расширением. На фигуре 59 даны диаграммы процесса работы Т. в координатах pV: А—процесс с постоянным давлением и Б—процесс с постоянным объёмом сгорания (р—давление, V=д V—объём, д—вес рабочих газов,. V—уд. объём; линия АВ изображает процесс сжатия, ВС—сгорания, СВ—расширения). В случае сжатия без потерь площадь ABFEA представляет работу сжатия Nk₀. Действительная работа сжатия N_k с учетом кпд составля-

N

ет ~. Площадь BCDEFB при расширении без;

потерь соответствует работе Ne₀ (в поршневых машинах работа сжатия соответствовала бы площади АВОА, а работа расширения—площади BCDOB. При равной разности этих площадей следовательно все превращения энергии, вместе взятые, становятся меньше, а условия работы в виду уменьшения потерь выгоднее). Действительная работа расширения при кпд. г/_е получается N_e=η_βΝ₆₍₎. В качестве полезной работы тогда остается

N_t=v_eN,_a-S. т

Группа с. повышенным сжатием воздуха и горючего газа газами сгорания. Самым идеальным был бы очевидно такой способ, при к-ром газы сгорания могли бы расширяться соответственно вертикальным стрелкам (фигура 60, А —

сгорание при постоянном давлении, Б—· сгорание при постоянном объёме) и устремляться непосредственно в наполненные зарядом камеры;

А б при этом камеры бо-

Фигура 60. лее высокого и низ кого давления могут соединяться и другим способом, как отмечено на фигуре 81 стрелками, что однако менее целесообразно. В то время как у первой группы (с раздельными сжатием и расширением) вся энергия площадей ABFEA и BCDEFB (фигура 59) переходит из механической в потенциальную форму или наоборот, причем потери по сравнению с остающейся полезной работой будут относительно высоки, у второй группы с потерями связана только работа расширения соответственно площади ABCDA, и сжатие происходит без потерь, т. ч. кпд должен быть выше, чем у первой группы. Полезная отдача исчисляется в этом случае в

N_t=vAN_eit-N_ko). (78)

При этом здесь, как и у 1-й группы, буквой N_eoобозначается работа, соответствующая площади BCDEFB на фигуре 59, хотя теперь истинная теоретич. работа расширения N_e()—N_kg соответствует площади ABCDA на фигуре 59. Сознавая б. или м. ясно связанные с последним •способом выгоды, делали разные, пока безуспешные, попытки использовать газы сгорания хотя •бы для частичного сжатия заряда (например Т. •сист. Бетца [²,⁸, ²¹]). Обычно при этом способе между газами сгорания и зарядом включается еще вспомогательное рабочее тело, которое может иметь форму газа или жидкости (например воздух или вода). В последнем случае для сжатия заряда часто пользуются еще силой инерции движущегося столба жидкости, аналогично насосу Гемфри (например предложение Штаубера). Недостаток всех этих способов состоит в том, что вследствие необходимости быстрого переключения соединительных трубок проводов между камерами высокого и низкого давления постоянно происходят резкие изменения как давлений, так и скоростей, причиняющие весьма крупные скоростные потери. В обеих группах сгорание может происходить или непрерывно при не-изменяющемся давлении (метод постоянного давления, фигура 59, А, фигура 60, А) или же с перерывами, всякий раз при постоянном объёме (метод постоянного объёма, или ной метод, фигура 59, Б или 60, Б). Были предложены и смешанные способы с непрерывным сгоранием при периодически меняющейся интенсивности и соответственно меняющемся давлении. Особенное значение для газотурбины приобретает использование отходящеготепл а в виду высокой t° отходящих газов. Использовать его можно или для предварительного нагревания, иду щего для горения сжатого воздуха (этот процесс изображен на фигуре 61, А, Б, где ВВ₁—подогрев заряда выхлопными газами, В_ХС— сгорание, DD_X—охлаждение выхлопных газов зарядом), или же для образования пара в котле, причем пар расширяется в Т. низкого давления. В последнем случае установка значительно утрачивает простоту и принципиальное превосходство над обычными паровыми устройствами. Но так как регенераторы тепла благодаря размерам и высоким С представляют большие трудности и т. к., с другой стороны, частичное водяное охлаждение является вероятно неизбежным, то газотурбинные установки с использованием тепла в паровых Т. могут обещать наибольший успех. Газовые Т., не использующие тепла отходящих газов, на современном уровне развития машиностроения в области тепловых двигателей могут уже заранее считаться неспособными выдержать конкуренцию.

Регулировка ί°. Важным моментом является возможность ограничивать <° нагрева материалов, подвергающихся воздействию со стороны продуктов сгорания. Этого можно прежде всего добиться путем ограничения t° сгорания: а) с помощью большого избытка воздуха, б) посредством последовательного (ступенями) сжигания (то есть после первого сжигания и частичного расширения подводится свежий горючий материал, после сгорания которого наступает дальнейшее расширение), в) посредством наружного охлаждения стенок водой или паром, г) внутренним охлаждением, то есть введением воды или пара в камеру сгорания. Да-· лее, при данной t° сгорания можно ί° лопаток, рабочего колеса, как рабочих частей, находя щихся в наиболее опасном положении, держать на возможно низком Г-ном уровне посредством сильного расширения газов сгорания (в силу этого расширение должно происходить в одной ступени, для того чтобы получить при первоначальном небольшом давлении большую степень расширения; последнее можно вести до вакуума, причем охлажденные отходящие газы необходимо снова сжать до внешнего давления); посредством внутреннего охлаждения (водой, паром или рабочим воздухом) лопаток, сделанных пустотелыми (конструкция сложная, а потому дорогая и в работе ненадежная); с помощью наружного омывания охлаждающи--ми средствами, причем через одну часть рабочего венца протекают горячие газы, а через остальную часть—охлаждающие средства (охлаждающий воздух или газ, а также пар). В этом случае имеется принципиальная возможность уменьшать t° нагрева не только средней части лопаток, но и t° кромок, которые подвергаются в этом отношении особенной опасности. Разумеется та же цель достигается и тогда, когда к рабочему венцу последовательно подводятся то газы сгорания то охлаждающие средства. Для многих рабочих схем возникают затруднения с регулировкой газовых Т. и пуском их в ход, но в это мы здесь глубже вникать не будем. При агрегатах, представляющих комбинацию газовых и паровых Т., нужно особое внимание обращать на то, чтобы при всяких условиях была обеспечена согласованность их в работе. Проблемы механич. прочности, вибраций и тому подобное. остаются совершенно те же, что и у паровых Т., однако затруднения в решении этих вопросов вследствие сильных влияний ί° возрастают.

2. Тепловая диаграмма газов. Теплоемкость. Расчет превращения

энергии в Т. газовых, как и в паровых, лучше всего производить с помощью энтрной диаграммы. Последняя вычерчивается на основании теплоемкостей при постоянном давлениис_р. Строго говоря, теплоемкость изменяется в зависимости от рода газа, давления и ί°, так что при газовых смесях переменного состава точное вычисление превращения энергии оказывается сложным. Но в двух отношениях допустимы

Фигура 62.

значительные упрощения: во-первых, в области имеющих практич. значение давлений зависимость от них теплоемкости всегда настолько незначительна, что ей можно пренебречь и считать, что с_р и c_v меняются в зависимости только •от 1°. Во-вторых, все важные для газовых Т. двухатомные газы так мало разнятся между собой в отношении т · с_р или т с„ (где т—мол. вес), что можно принять, что эта группа газов подчиняется общим законам. На фигуре 62 представлена зависимость с_р от 1° для важнейших составных частей продуктов сгорания [⁵,⁶]: кривая а—для двухатомных газов, b—для С0₂, с—для водяного пара.

Главнейшие изменения состояния. Из основных ур-ий:

ρυ=ИТ; е_р=е„ + (79)

{R—газовая постоянная, Т—абс. t°, A=¹U^ кгм/Cal—механич. эквивалент тепла) и ур-ия dq=du + Apdv=di — Αν dp: ds=Y

<для обратимых процессов), где dq—сообщенное тепло, и—внутренняя энергия, s—энтропия, также отнесенная к единице веса, а также и из ур-ий для газов, имеющих общеезначение: da=c_v- dT; di=c_p-dT,

вытекает например для изотермич. изменения состояния, для которого dT=0, а следовательно: г=Const, (80а)

s-’_Sl=-!=n.R.lnri ₌ jLR_sln— (80b)

¹ т Р Vi ⁴

н для адиабатич. изменения состояния, для которого dq=ds — 0,

т

i-4= J* Cp-dT; (81а)

Τι

^lnJHⁿv-^ln£=^r.f^Cf^dT· (^81b)

Τι

По этим данным можно вычертить энтрную диаграмму. Т. к. г вместе с с_р также представляют ф-ию от Т и т. к. р и к в приведенных выше ур-иях входят как отношения, то достаточно взять любую линию адиабаты и согласно фигура 63 построить шкалы для i, t и р; из них первые две (для г я t) сохраняют значение и тогда, когда шкала для р множится на любой фактор пропорциональности. На фигуре 63: а—диаграмма для газов с двухатомными молекулами (т—молекулярный вес), b—для С0₂, с—для водяного пара. Для изменения состояния при постоянном давлении р тепло должно конечно подаваться в количестве

Q=i-ii, (82а)

в то время как при постоянном объёме оно составит т т

Q=j c_v dT=f (Ср — AR) dT =

Τι Τ

= i — i_x — AR (T — T_L). (82b)

Согласно закону Авогадрот-т; (где m—мол. в.) при равных t° для всех газов одинаково, отсюда также

m R=Const=848.

Для всех двухатомных газов величина m с_р(или также m · c_v) может считаться при равных

Фигура 6 3.

Г одинаковой; поэтому можно получить эн-троп. диаграмму, одновременно пригодную для всех этих газов, если положить в основу диаграммы фигура 63 (ср. также ур-ия 80а, 80Ь и 81а, 81Ь) не простые величины г, v, s, а вместо них величины m г, m · г> и m s.

Газовые смеси. Как известно, для газовых смесей действует закон Дальтона, по к-рому общее давление р смеси складывается из парциальных давлений отдельных газов, следовательно

Р=Vi + V* + Рз + —

Если через п обозначить весовую долю, через п—объёмную долю для единицы смеси, то действуют известные соотношения (если в данном случае индексом 1,2,., г,. обозначать каждый раз вид газа):

R — nxRx + n2R2 + ··=— i	(83a)
Ср=nxcPi + ЩСр2 + .,	(83b)
cv=7l Gv ^ -j“ %2^t>2 * · *»	(83c)
m=^=n[mx + n2m2 +	(83d)
R /НП{ Щ=Щ — =Щ—, 1 1 Hi 1 m	(83e)

причем Σ Щ=Σ%= 1.

Содержащиеся в газовой смеси двухатомные газы всего лучше сводить в одну общую группу в виду одинаковой зависимости от темп-p их теплоемкостей.

Диссоциация. Все многоатомные газы при достаточно высокой ί° диссоциируют, то есть распадаются на более простые составные части. Это явление возникает при тем более низких ί°, чем больше атомов содержится в газовой молекуле. У двухатомных газов в пределах встречающихся на практике t° сгорания диссоциация еще не замечается. При сгорании газов, имеющих более двух атомов, практически диссоциация может иметь место только у водяных паров и углекислоты, у которых распад начинается приблизительно при ί°=1 500°, первые разлагаются на водород и кислород, последняя на окись углерода и кислород; однако степень разложения и при 2 000° очень мала как для первых, так и для вторых. Степень разложения регулируется химич. законом массового действия и зависит следовательно при данной ί° еще и от давления, концентрации газа и состава газовой смеси. Т. к. в Т. газовых из-за бережного отношения к материалам ί° свыше 1 500° ни в коем случае недопустима, то при расчетах трансформации энергии нет необходимости учитывать диссоциацию.

Стодола [⁴] и Шюле [⁶], опираясь на несколько различающиеся данные, составили энтрные диаграммы, которые пригодны для всякого состава газа, имеющего практич. значение. Недавно Лготц [¹⁰] и Флаум L⁹] издали подробно проработанные диаграммы (последний уделил много внимания диссоциации).

3. Сжатие заряд а. Потребное количество работы. Воздух [¹³,¹⁴] и горючий газ сжимаются или без охлаждения (в идеальном случае, следовательно адиабатически) или с охлаждением при постоянной ί°. Т. к. при сжатии изменения Г незначительны, то теплоемкость с_р, c_v (вместе с этим и к=с_Р1%) может каждый раз считаться неизменной, и работа сжатия для секундного расхода G=V_xy_x определяется следующими выражениями: для адиабатич. сжатия

N_k=N,

Ч

ii) =

-jk-tepQ*- *₁)^н>, ^(84а)

повышение температур

k-1

b-Ь~(Т₂-т_х)_аа=т_х[(^р^ ^h -1]; (84b)

для изотермич. сжатия (причем отводимая теплота соответствует затраченной работе)

*4=Ni,=I GRTi · in It=Й ·^ln t (⁸⁵>

Действительно, потребная работа сжатия •Wft=NkJVk

Если через Т_т обозначить среднюю абсолютную ί°, около которой колеблются в различных ступенях темп-ры Т, а через η_Β средний кпд ступени (к-рый при не слишком узких колесах колеблется от 0,70 до 0,80), а величину, учитывающую трение колеса, потери на неплотность в уплотняющих сальниках высокого давления и механич. сопротивление, обозначить через ε— обычно е=0,064-0,10,—то для действительной работы сжатия N_k имеет место и следующее соотношение:

N_k=,.^GR*^m · In — · (86)

^h (i-О· 4s Pi ⁴

При большой степени сжатия требуется всегда охлаждение, т. к. иначе поднялась бы ί°, и работа сжатия слишком возросла бы. При этом кпд составляет для турбокомпрессоров приблизительно г _к=η_ί8=0,604-0,65, а для поршневых компрессоров соответственно 0,70—0,75 (к-рые однако при газовых Т. в расчет почти не идут). При меньших отношениях сжатия (Ра/Рι< 2) и сжатии без охлаждения за кпд можно принять при турбокомпрессорах приблизительно р_к=η_αΛ=0,704-0,75 (чем сильнее сжатие, тем меньше) и при поршневых компрессорах -0,80, причем действительное нагревание составляет

Т₂ — T_x3i (Г, — Rr)ad Vad·

При жидком горючем к работе сжатия нужно присчитать также работу, расходуемую на насос для горючего. Но в виду незначительности последней ей всегда можно пренебречь, и поэтому термич. кпд достигается более высокий, чем при газообразном горючем. Наконец к работе N_k относится еще расход энергии по приведению в действие необходимых вспомогательных машин (например промежуточная, циркуляционная и отсасывающая воздуходувки).

Определение главных размеров компрессора. В поршневом компрессоре с цилиндром двойного действия ежесекундно всасываемый объём составляет

V_x=G-v_x=2λ.£·ν„ (87)

при этом V_z означает рабочий объём цилиндра, п—число об/м. и 4—коэф. подачи (при цилиндре простого действия всасывается конечно вдвое меньшее количество). Коэф. подачи тем меньше, чем сильнее сжатие в цилиндре (при слабом сжатии 4=0,904-0,95, при степени сжатия Ρ-ι/Ρι=4 приблизительно 4=0,804-0,85; при PziPi=8 коэф. подачи 4 приблизительно равен 0,724-0,76). Если дан всасываемый объём V_x и число оборотов п, то вышеуказанное ур-ие позволяет определить размеры цилиндра. При степенях сжатия р ₂/р _ь начиная с 6, рекомендуется переходить к двухступенчатой конструкции компрессора, причем целесообразно выбирать для каждого цилиндра приблизительно одинаковое отношение сжатия. Для центробежных компрессоров, о к-рых, по крайней мере при большой производительности, единственно может идти речь, для всасываемого в секунду объёма V_x имеется следующее соотношение:

ν_χ=ξάΐΐ·β „.

(В нем d₀ означает диам. входа первого рабочего колеса, с₀—скорость потока в этом месте и ξ— коэф. сужения, учитывающий сужение поперечного сечения втулкой и валом.) Это ур-ие можно выразить и в другой форме:

(*)(£)·

«1

• U_x

(88)

где d означает диам. при входе, Ώ_χ—диам. при выходе из первого колеса, и_х=D_x л · ~ —

60

соответствующую окружную скорость и п— число об/м. У первого колеса можно обычно считать, что ξ=0,85^-0,90;

—=1 · —=~ 0 6· -ί-=^ О 8П· d ’ D_x ’ ’и 1

для полного числа оборотов окружную скорость и_х обычно принимают равной “гОО—220 м/ск. Тогда вышеуказанным уравнением определяется D₁, а тем самым и соответствующее и_х число оборотов re. При подаче очень больших количеств воздуха компрессоры конструируются со всасыванием с двух сторон. При данном отношении сжатия р₂[р_х конечный объём V₂ известен; для него можно записать соотношение

F,=Ώ₂π В

π² т_. -у-, 2

(89)

где Т)_г означает диаметр, В—ширину выхода последнего рабочего колеса, с_Гг—радиальную скорость выхода и м₃=П₂ ·^π · и/60—окружную скорость. Для последней ступени выбирают обычно c_rJu₂=0,15 ~ 0,20 (меньшие величины при сильном сжатии). Так как число оборотов п обычно известно, то при выбранной ширине В колеса можно с помощью вышеприведенного соотношения вычислить диам. Ь₂, и наоборот. Для того чтобы при сильном сжатии не слишком падал кпд в высоких ступенях давления, ширина В последнего рабочего колеса по возможности не должна быть ниже 20 миллиметров. Если мы примем, что h—высота напора в одной ступени, и—окружная скорость, д—ускорение силы тяжести, μ—т. н. число давления, к-рое колеблется у наиболее распространенных видов рабочих колес ок. 1,2, с_м—касательная слагающая скорости выхода из рабочего колеса, η_Θ—кпд ступени, то имеет место следующее соотношение:

с_м-ч д

Σ h=^ · Σ м²=RT_m · In ^

ig ^m р i

(90)

По этому соотношению можно с помошью тр-ка скоростей выхода определить число давления. Далее для суммы всех последовательно включенных ступеней имеет место следующее ур-ие:

(91)

(в к-ром μ,_η является средней величиной от μ и Т_т представляет вышеупомянутую среднюю ί° ступени). Здесь мол-сне определить Т_т на основании приблизительной оценки из ур-ия (86), задавшись η,., и тогда произвести определение величины Σ м². Т. к. величины и_х, и₃ для первой и последней ступеней уже известны, то для всех промежуточных ступеней диам. колес .легко м. б. найдены; посредством Σ м³ определяем тогда число ступеней. После более точного расчета ступеней легко проконтролировать среднюю величину Т_т с помощью соотношения:

. ВДТ)

Σή ’

где Т обозначает среднюю температуру каждой данной ступени.

4. Сгорание. Химические процессы [⁵,^п,¹²]. Опыт котельных топок и двигателей внутреннего сгорания учит, что громадное значение для скорости сгорания имеет тонкость и равномерность в распределении горючего вещества, а также перемешивание его во время сгорания с воздухом. Чем полнее удовлетворяются эти требования, тем меньше при стационарном сжигании м. б. отопительная камера, тем быстрее могут при прерывистом сжигании следовать один за другим рабочие периоды, если нет других задерживающих влияний. При высоких Г сгорания появляются благодаря явлениям диссоциации осложнения. Но уже в разделе 3 мы указывали, что в газовых Т. благодаря сравнительно низким 4° сгорания, обусловленным соображениями бережливого отношения к материалам, сколько-нибудь заметной диссоциации еще не появляется, так что можно ее здесь игнорировать. На основании ур-ий для происходящих при сгорании химич. превращений, например

СО + i о2=со2	+ 2 440 Cal,	(92a)
С -}- О2=COg	+ в 050 Cal,	(92b)
Н2 + ί 02=Н20	+ 34 000 Cal,	(92c)
S 4- О2=SO2	+ 2 500 Cal,	(92d)

в которых числа обозначают количество выделенного тепла (при постоянном давлении), соответствующее 1 килограмм горючего, можно прежде всего вычислить низшую теплопроизводитель-ность Н_м горючего любого состава, например для твердого топлива и для нефти

Я„=8 050 С + 28 ооо (н - f) +

+ 2 eoo s - 600 w, (93а)

для обычных горючих газов

Ни=2 440 СО + 28 000 Н + 11 900 СН₄ +

+ 11100 skw. (93b)

В этих ур-иях С, СО, Н и т. д. обозначают весовую долю соответствующего горючего, w— содержание воды, skw—содержание тяжелых углеводородов. Таким же образом можно на основании этих ур-ий найти для единицы веса с помощью молекулярного веса теоретически необходимый вес воздуха Qi_min для сгорания С, СО, Н и S, содержащихся в 1 килограмм топлива:

- i -[1^со+S^c +⁸ (^н-°₈) + 4 (⁰⁴>

причем содержащиеся в горючем соединения представляют расщепившимися, например СН₄ на С и Н. Фактич. потребность в воздухе (g_t) всегда больше; в газовых Т. обыкновенно по меньшей мере вдвое больше. Точно так же количество (в килограммах) и состав продуктов сгорания, приходящихся на одну весовую единицу горючего, определяются из ур-ия

Г 28	44 1 I	Г18тт 1	ret d
Ысо +	12 cJco2 + 1	|th + wJ h2o +	1.32 SJ

+ [0,23 <,gi-ai_M-_nf] _0а + №,77 ял _Na + ь, (95)

где соединения, как и выше, должны считаться расщепленными. При этом b указывает количество содержащихся в топливе летучих инертных веществ (например азота), а индекс позади скобки—род газа. Сгорание может происходить при постоянном давлении или постоянном объёме; в соответствии с этим следует, строго

*10

говоря, различать два рода теплопроизводительностей II_р и Л„, причем

IIр=H_v + Ар (Fi-F,),

где Fj представляет объём участвующих в сгорании составных частей до сгорания, V —то же после сгорания, отнесенные к давлению и t° перед сгоранием и к единице веса горючего. Но на практике можно пренебречь разницей в виду ее незначительности. Очень незначительную изменяемость теплоемкости при первоначальной темп-ре ij можно также оставлять без внимания.

Процесс сгорания [”]. Обыкновенно надо различать два рода химич. превращений, а именно: 1) состояние химич. равновесия, к-рое определяется законом действующих масс и при к-ром происходит длительное разложение и новообразование одинакового количества вещества, то есть диссоциация-ассоциация, и

2) процессы, протекающие в одном направлении (необратимые), как например процесс сгорания. Ниже известных температур скоростью превращений можно пренебречь, но выше этих границ она обычно вместе с (° б. или м. быстро нарастает. В односторонних превращениях с большим положительным выделением тепла последняя точка (граница) играет большую роль; в ней скорость превращения -настолько велика, что выделение тепла превосходит отдачу тепла через соприкосновение и излучение, т. ч. вследствие обусловленного этим быстрого подъема температуры превращение резко ускоряется. В процессе сжигания эта точка называется точкой воспламенения. Скорбеть превращения можно повысить искусственно (в связи с чем понижается точка воспламенения): а) посредством теснейшего перемешивания находящихся во взаимодействии веществ, б) при помощи катализаторов, какими могут служить как твердые тела в виду их поверхностного действия, так и газообразные вещества (например водяной пар во время процесса сгорания). При горении прежде всего происходит быстрое и все же минующее многие промежуточные ступени расщепление (первоначальных) соединений углерода на простейшие горючие составные части — С, СО и Н. При этом едва ли подлежит сомнению, что уголь, сгорая, никогда не переходит непосредственно в СО ₂, но всегда первоначально в СО (соединяясь с кислородом воздуха). В то время как водород вследствие своей способности к интенсивным реакциям (быстрота воспламенения) сгорает всегда легко и без остатка, СО еще до момента своего окисления в С0₂вследствие много меньшей скорости превращения всегда может охладиться ниже ί° точки воспламенения. При сгорании углерода в СО отделяются обычно тончайшие частицы пыли и на лету соединяются с кислородом. Образуется светящееся пламя, но и здесь может наступить преждевременное охлаждение ниже точки воспламенения и связанное с этим выделение сажи. Т. к. раскаленный уголь является прекрасным катализатором, то и при соприкосновении его поверхности с воздухом происходит интенсивное сгорание (без пламени, если не отрывается частиц угля, как например при сгорании кокса). При сжигании в топке действуют в качестве катализаторов (кроме самого раскаленного угля) гл. обр. металлич. стенки или шамотовая обмуровка топочного пространства (при условии достаточно высокой t^a катализато ром мог бы служить всякий твердый материал сам по себе); действию при этом подвергаются исключительно газообразные составные части. К тому же чрезвычайно благоприятно действуют на процесс сгорания обратным излучением тепла высокая t° стенок топочного пространства и в случае кратковременного перерыва в подаче горючего способствует немедленному его воспламенению. Однако при некоторых условиях действие стенок в качестве катализаторов может иметь и очень нежелательные последствия, поскольку из летучих составных частей горючего отщепляется углерод, т. ч. в районах высокой t° может возникнуть коксование, а в низкой—выделение сажи. В Т. трудности, препятствующие хорошему сгоранию, особенно велики: при прерывистом сгорании— вследствие кратковременности периодов горения, при непрерывном сгорании—вследствие малого объёма камер сгорания. Поэтому приходится с особенной заботливостью активировать все способствующее горению, исключая в то же время помехи.

Конечное состояние. Чтобы определить конечное состояние после сгорания, прежде всего предполагают, что заряд, первоначально сжатый до давления р₂ при постоянной начальной темп-ре, сгорая, полностью превратился в продукты сгорания. При этом как следствие изменения газовой постоянной R_L заряда на Л (г для продуктов сгорания при постоянном давлении р₂ устанавливается другой объём F₂(соответственно шагу ВВ на фигуре 59, А) или же при постоянном объёме F₂ другое давление р₂(отрезок ВВ на фигуре 59, Б). Эти изменения можно определить следующим ур-ием:

Paj Vj; __ Gl-Rl

Vl-V г Gv-Rr

(96)

(G_l—вес газообразных составных частей заряда, G_v—вес газообразных продуктов сгорания). Для определения величины изменения объёма при сгорании можно пользоваться также уравнением (92). Конечное состояние получается, если принять, чуок продуктам сгорания, находящимся в данном первоначальном состоянии (точка В), подведено количество тепла, соответствующее теплопроизводительности; тогда на основании первого закона термодинамики согласно ур-ию, действительному и для случая сгорания при постоянном давлении и для случая сгорания при постоянном объёме, имеем:

G_b Hu-Qt + AV · (р, - pi)=G · (ц-i,) +

+ G(i₂-i₁) + G"-(il-il)+. (97)

При этом G_b представляет использованное горючее, Q_t — количество тепла, отведенного наружу теплопроводностью или излучением (различное .в зависимости от обстоятельств и оцениваемое первоначально приблизительно); в правой части член, содержащий G, относится к двухатомным, члены G и G"—к различным многоатомным составным частям смеси. При этом всего лучше принять конечную темп-ру 12п=h + Δ ί первоначально на основании приблизительной оценки (ί₂₀ представляет истинную конечную ί°), чем определяются соответствующие значения р₂„, г₂₀ и с_р. Т. к. di=c_p-dt, то из вышеприведенного ур-ия вытекает соотношение:

Δί. [G с_р + G с_р + G" с; +. - =

= Оь · Ни - Qt + AV · (р.₂₀ - Pi) - G (г₂₀ - г,) -- G · (г₂₀ — i )—G"· (г₂₀ -i[) -. (97а)

по к-рому можно вычислить возможную ошибку в оценке Δί. При постоянном давлении в этих ур-иях члены с V естественно отпадают.

5. Расширение продуктов сгорания. Образование скорости и преобразование энергии. В газовых Т. встречаются самые различные возможности расширения. Законы расширения те же, что и в паровых Т. Если H_d обозначает адиабатич. теплопадение, соответствующее падению давления р₀ (перед сопдом) до р_х (позади такового), которое берется из г—s-диаграммы, а с„—скорость выпуска из предыдущей (смежной) ступени (следовательно с_а=О, когда скорость выпуска не используется), то скорость с_х выхода из сопла вычисляется из ур-ия:

β_ιΨ=ι·Υ%·Η_α + βΙ, (98)

где А=¹/₄₂,—механич. эквивалент тепла, д— ускорение силы тяжести, причем следовательно 2 д/А=8 380=91,5². Коэф. скорости <р составляет обычно от 0,85 до 0,95; при потоке, не имеющем потерь, φ равно 1. Скорость ιν₂ выхода из рабочего канала определяется ур-ием:

^w* ^{= ψ} · Υύ · ^Hr + »!, (99а)

где Я, означает адиабатич. теплопадение, использованное в рабочем колесе, соответственно падению давления с р_г (перед рабочим колесом) до Pj после рабочего колеса, w_x—относительную скорость входа в рабочее колесо (к-рая получается из тр-ка скоростей при входе, фигура 64), где ψ]—коэф. скорости; это ур-ие при ступенях равного давления упрощается (т. к. Н_г=0) и примет вид:

w₂=ψ · w_x. (99b)

Поперечные сечения канала (особенно при выходе у сопел и рабочих каналов) можно тогда вычислить по ур-ию неразрывности, если дано секундное весовое количество:

G=F_d · с · у_а=F_r w γ_ν, (100) где F_d, F_r означают площади поперечного сечения сопла или рабочего канала, а у—уд. вес для этого состояния; уд. вес у или объём

V — ¹- можно для данного состояния определить из г—s-диаграмм. Если скорость с_х больше скорости звука, то следует так же, как и в паровых Т., применять расширяющиеся сопла (Лаваля), причем в наименьшем поперечном сечении устанавливается скорость газа, равная скорости звука, и давление, приблизительно вдвое меньшее по сравнению с первоначальным давлением р_а перед соплом. Действую-, щие на рабочие лопатки силы потока создают согласно теории Эйлера момент вращения

М=|(с_1и.Я₁-с_2м-Я₂), (101)

где скорости с_1м, с_2м являются касательными слагаемыми абсолютных скоростей входа или выхода из рабочего колеса (е_1м, с_2и берут из тр-ков скоростей, фигура 64), a R_x, R_z—средние радиусы рабочего венца в этих местах. Т. к. обычно В_г=Ii₂=R, то при угловой скорости со (если u=Rui является окружной скоростью) мощность колеса составляет (в ЬР):

^N’“=к f “ (^С1« - и).

Если Н — Н + ~ (Ра — с|) означает фактически использованное теплопадение, где H — H_d + Н_гпредставляет адиабатич. теплопадение в ступени, Н_а—адиабатич. теплопадение в сопле, Н,.—адиабатич. теплопадение в рабочем колесе, с_а—скорость выпуска из предыдущей ступени, с₂—абсолютную скорость выхода из рабочего венца (берется из тр-ка скорости выхода), А=¹/_ш7—механич. эквивалент тепла, то мощность работающей без потерь машины составляет (в РР)

(ЮЗ)

Если Н=А/2 д с5 (следовательно с₀= 91,5 УТГ и представляет соответствующую теплопаде-нию Н адиабатич. скорость), то кпд определяется соотношением:

П_и=^‘=2 и- SmqPii,. (₁₀4)

JV( i eg

Отношение скоростей v=и : с„ характеризует как скорость ступени, так и ее кпд. В зависимости от v кпд д_и протекает по параболе и достигает своего наивысшего значения η_η при

(при ступенях равного давления всего целесообразнее взять v несколько ниже, а при ступенях с большей степенью реактивности— немного выше). Наилучший кпд будет иметь место тогда, когда скорость выхода с₂ приблизительно перпендикулярна к окружной скорости. Если дано II—теплопадение в одной ступени, то выбором v=и/с₀ определяется окружная скорость и и при данном числе оборотов, тем самым также и диам. колеса ступени. Общая мощность на окружности колеса группы ступеней составляет Ν„=Σ N’_n. Фактич. мощность машины выразится тогда ур-ием

Ν,-{τ-.-7+-.^ν«>-^τΙ·^ν»· (^105а>

где благодаря коэф-ту ε учтены дополнительные потери в силу неплотности сальников, трений колеса и механич. сопротивлений в подшипниках и где N_e => i- · G Н₀ представ ляет мощность машины без потерь, Н„—общее теплопадение всей группы ступеней и η_ρ—кпд машины. Если машина работает в условиях, для которых комплект лопаток стал неподходящим (вследствие изменения нагрузки, первоначального состояния или конечного давления или же числа оборотов), то сохраняют значение те же соотношения, как и в паровых Т., в которые мы здесь глубже вдаваться не будем (смотрите ниже Т. паровые).

Расчет мощности при переменных начальном и конечном давлениях; i — G-диаграммы. В настоящем изложении предполагалось, что господствует установившееся состояние потока. Если таковой временно изменяется, то, строго говоря, появляются дополнительные силы ускорения, влияющие на скорость. На практике это влияние однако всегда настолько незначительно, что им можно пренебречь и можно вычислять скорость по теплопадению с помощью вышеприведенных ур-ий с достаточной точностью. Протекающее количество газа м. б. тогда определено по приближенному (в виду изменения γ по времени τ), но все же достаточно точному ур-ию:

dG=F_d с у i · dr=F_r w y_r - dr. (105b )

Фигура 64.

(102)

Момент вращения вычисляется в этом случае из уравнения:

М=- · · (с_1м · Ri — с_2м · Д₂),

и взамен определения мощностей N’_u или N₀лучше определять диференциал работы dE₀=i- · dG Η,

dE=~-u (с_1м -c_2M)=j?_m · dE₀.

Т. к. при переменном состоянии потока возникает непрерывный ряд совершенно одинаковых рабочих периодов, то для полного рабочего периода превращение энергии составит:

Е₀=±- fE-dG, (106а)

Е=~· f η,-Η-dG. (106b)

Следовательно при z рабочих периодах в ск. мощность составит

(107а)

Re=Ve N_eo. (107b)

Чтобы получить общее представление, достаточно следовательно произвести расчет превращения энергии для машины, работающей без потерь, т. el вычислить выражение J RdG для одного рабочего периода, а также помножить соответствующую полезную мощность N_e на величину η_β, соответствующую среднему отношению скорости газа и окружной скорости рабочего колеса для данной Т.

В обычном случае газы при выхлопе от объёма V расширяются до постоянного конечного давления р_ь. Изменение состояния в камере происходит при этом адиабатически, и с помощью энтрной диаграммы можно при данном первоначальном состоянии (давление р_а) определить находящееся в камере количество G=V/v (G’a означает первоначальную величину при давлении р„) для всякого более низкого давления р и тем самым величину

j В. dG (предполагая, что превращение энергии происходит без потерь). Т. к. вытекшее количество G=G_a—G и т. к. при адиабатическом р расширении di=А v dp [отсюда J G di =

Ра

= — AV (р_а — р)], то вместо вышеуказанного ур-ия можно использовать и другое:

р Р

J HdG=J (г - i_b) dG =г (G - G) -

Ра Ра

Р

— f (Ga - G) di - г_ь (G_a - G)=G’_a (i_a - i_b) —

Pa

- G · (i - i_b) - AV (p_a — p). (108)

В другом типичном случае газы сгорания расширяются согласно фигура 65 в пространстве, имеющем объём V-_i=V₁ + V( (Fi означает частичный объём горящих газов), вытесняя вспомогательное средство в пространство Vz^Vz + Vl (где F представляет частичный объём заряда), заполненное зарядом более низкого давления; при этом вспомогательное средство разрежается, сообщая работу рабочему колесу. Изменения количеств в камерах при наличии предпосылки, что состояние адиабатически или иным образом меняется, опре-

X

VI

ЗОЕ

т

V,

деляются в зависимости от давлений по энтрной диаграмме, причем для перетекающего количества остается всегда действительным условие непрерывности (уравнение 100а), и скорости протекания с и w в устьях каналов вычисляются, как и у паровых Т., посредством ур-ий (80а). При этом ка-. |.

меры сгорания со своими ---0- - ---

устьями (соплами) обыкновенно расположены не- ( ч/-подвижно, и переход про- у исходит через рабочее ко- лесо, однако им можно с таким же успехом при- _{фиг 6 6}

давать форму вращающихся частей с неподвижно расположенными соединительными каналами (фигура 80). При подобных способах работы Т. предусматривается в качестве вспомогательного средства жидкость— вода («мокрые» газовые Т. в противоположность Т. в собственном смысле слова, или «сухим» Т.). Тогда для вычисления производительности тепловой напор Н заменяется напорной высотой р, а в ур-ии (106) вместо Н/А должна быть поставлена величина ρ/γ—уд. в жидкости. При перетекании вспомогательной жидкости вместо понижения имеет место повышение давления, которого можно достигнуть не только силами инерции масс жидкости, но и конструкцией рабочего колеса в виде насоса. В тех случаях, когда условия потока подвержены во время рабочего периода сильным изменениям, становится целесообразным изображение процесса расширения (или и всего процесса в целом) в г—G-диаграмме (при жидких вспомогательных средствах в р—G-диаграмме), как это представлено на фигуре 66 для процесса, изображенного вр7-диа-

Фигура 66.

Фигура 67.

грамме на фигуре ‘60, А, и на фигуре 67 для процесса расширения CD цикла, изображенного на фигуре 59, Б, где G—количество, заключенное в камере сжатия, G—вытекающее количество. Очерченная площадь представляет тогда согласно уравнению (106) идеальную полезную работу. Этот род изображения имеет еще то большое преимущество, что он с полной четкостью показывает изменения теплового перепада Н=с%А/2д, а тем самым и величины отношения с₀: и (которое, как и в паровых Т., имеет решающее значение для качества превращения энергии).

Определение адиабатического теплопадения. Пусть Н представляет тепловой перепад и t_b—конечную темп-ру при адиабатическом расширении газовой смеси от первоначального состояния р„, t_a до конечного давления р₄. Для непосредственного определения этих величин следует собственно для каждого рода смеси вычерчивать отдельную г—s-диаграмму, что до настоящего времени всегда и делалось (хотя и в практически упрощенной форме). Но величину перепада можно также определять, предполагая, что расширение всех двухатомных газов идет совместно, а прочие расширяются адиабатически—каждый отдельно до конечного давления р_ь. Тогда если Н^означает имеющийся тепловой перепад, a t_b—конечную <°, которая всегда несколько отличается от Ц, то перепад Н можно с достаточным приближением вычислить по ур-ию:

Η=ΣηΗ, (109)

где п—весовая доля данного газа в смеси, в то время как общая конечная темп-pa t_m после окончательного смешения составных частей определяется из ур-ия:

Σ пс“ («-<„)- 0. (110)

Если принять ориентировочно конечную температуру равной tm= t_m+ М для того, чтобы иметь возможность вычислить теплоемкости с_р, то допущенная при ориентировочном определении ошибка определится из ур-ия:

Σ TICp (/j — t_m)

At =

Σ ПС,

(110а)

Р.

Это определяет также и конечный объём такой расширяющейся смеси. Сделанную при этом вычислении небольшую ощибку можно выявить сл. обр.: при адиабатич. расширении газовой смеси с первоначального давления р_а до конечного давления р_ъ устанавливается конечная темп-ра %. При адиабатич. расширении каждого газа в отдельности конечная темп-ра ij, как уже было замечено, была бы несколько иной; происходящее затем при конечном давлении р_ъ смешение этих газов, приводящее к темп-ре смеси t_m, представляет необратимый процесс, к-рый неоспоримо связан с увеличением энтропии, т.ч. темп-ра смеси t_m необходимо должен быть несколько больше действительной конечной темп-ры t_b. Верное значение t_b получилось бы очевидно в том случае, если бы при смешении энтропия не изменялась, то есть если было бы выдержано условие: tb

2/= 0,

⁽s

где п означает весовую долю какого-нибудь газа в смеси, а Ср—его удельную теплоемкость. Иначе это условие выражается также сл. обр.:

tb

dT, χ-, /. _ dT

tm

ΣΙ

η ·

+ Σ

η · c_v

= 0.

Τ. к. интегрировать приходится только на малом интервале темп-ры, то с введением соответствующих средних величин для с_р и Т можно довольно точно положить:

п · с

V 1

Ti · с_п

tb~tv

; (T_b+ Tm)

= 0,

2"(⁷’"ί+’^Γί)

ψ^· Σ[“· ^ср·с.»- fi + т^))] +

+ЦкМ¹-^!йй·*··*-⁰·

Т. к. вследствие теплообмена при смешении Ση Ср (t_m — ij) должен быть равным нулю, то разница темп-p t_m— t_b вычисляется по упрощенному уравнению

^tm — h=Ф - (l - ari)=^ф>

где для сокращения принято ф _ [^{п -с}р (^(т~⁽а)^а] _

ΣΤ_т· Σ η ·Ορ

После этого можно следовательно вычислить точно и темп-ру t_b. В виду большого избытка воздуха, с которым газовая Т. должна всегда работать, можно не учитывать влияния вышеуказанной разницы темп-p на практике вследствие ее незначительности. Т. к. все встречающиеся в технике горючие газы практически состоят только из двухатомных газов, окиси углерода и водяного пара, то после всего вышеизложенного совершенно достаточно для решения всех подобных задач диаграммы фигура 63, на которой даны значения молярного теплосодержания mi для двухатомных газов (диаграмма а) с соответствующими значениями t и р, а также теплосодержания г для углекислоты (диаграмма &) и водяного пара (диаграмма е). Давления 25, соответствующие адиабатич. изменениям состояний, выражены в относительных числах и следовательно пригодны для любого сжатия или расширения.

6. Охлаждение. Теплопередача. Уже указывалось, > какими мероприятиями можно защитить от чрезмерного нагревания материал, подвергающийся воздействию высоких t°. При этом нужно прежде всего различать внутреннее и наружное охлаждение лопаток. При внутреннем охлаждении водой или введением пара охлаждающее действие можно рассчитать по уравнению (97). Т. к. водяной пар при его высокой теплоте парообразования отводится в данном случае еще и при высокой ί° выхлопа, то из-за- больших тепловых потерь внутреннее охлаждение более интенсивно влияет на снижение термин, кпд по сравнению с другими способами охлаждения. При наружном охлаждении, имеющем практич. интерес, стенки картера можно сравнительно легко и верно держать всегда на уровне достаточно низкой t°. Но уже гораздо труднее дается охлаждение подвергающихся влиянию горящих газов направляющих лопаток (к-рые в случае нужды должны строиться полыми) и всего труднее условия охлаждения лопаток рабочего колеса. В обоих последних случаях можно считать, что всего целесообразнее удерживать низкую t° охлаждением, действующим периодически, что подробнее описано ниже. При наружном охлаждении камеры сгорания отнятая теплота расходуется обыкновенно на образование или перегрев пара. При установившемся состоянии количество отведенного тепла определяется из ур-ия:

Qt=fjc-At-dF (112)

(где Δί—разница темп-p между газом и средством охлаждения, F—охлаждаемая поверхность); при периодически меняющихся состояниях вместо к я At следует поставить средние величины. Коэф. теплопередачи к определяется при этом ур-ием.

(ИЗ)

где а! и а„ означают коэф. теплопередачи от горящих газов к стенкам от соприкосновений или излучения, а_г—ту же величину от стенок к средству охлаждения, δ и Я—толщину и теплопроводность стенок.

Охлаждение периодически действующими средствами. Если лопат-

(111)

ки рабочего колеса попеременно подвергаются воздействию то горячих газов сгорания то охлаждающих средств, то мгновенная средняя темп-ра £„ лопаток определяется из ур-ия:

к · F (t — t_s) άτ=G с dt,

где t представляет мгновенную темп-ру газов или охлаждающей среды, омывающей поверхность F лопаток, G—вес лопаток, с—теплоемкость материала лопаток, άτ=^—элемент времени (следовательно τ=~j, и—окружная скорость и ds—путь, пройденный лопатками рабочего колеса. Если коэфициент теплопередачи к рассматривать с достаточной точностью как постоянную, то интегрирование этого уравнения дает

+ М (¹¹⁴>

Ф,=в ^Gc.

Первоначальное значение t_Sj вытекает из того условия, что после интегрирования полного рабочего периода t_s должно снова быть равным i_Si (фигура 68). Чтобы вычислить к, является целесообразным брать среднюю величину t_s сначала ориентировочно. Если лопатки по ходу про; цесса попеременно омываются двумя различными газами, как предположено на фигуре 68, и значение к колеблется вследствие этого между двумя величинами, то в ур-ии (114) при переходе из одной области в другую вместе с к меняется разумеется и Ф. Если темп-ра t в какой-нибудь момент в разных местах поверхности лопаток различна, то приведенное ур-ие действительно также и для любого отрезка лопаток, если пренебречь внутренней теплопроводностью лопаток. Благодаря этому можно наивысшие точки <° лопаток в наиболее опасных местах приблизительно определить сравнительно простой графической интеграцией. О более точном способе расчета охлаждения см. f¹].

7. Т. с сгоранием по циклу постоянного давления. На основании вышеизложенных термодинамич. принципов можно различные способы работы Т. проверить путем вычисления термич. кпд (что будет изложено в последующем).

Т. постоянного давления без использования уходящего тепла. Для отдельных моментов этого способа можно необходимые соотношения вычислить при помощи фигура 59, А. В виду желательности ограничения t° сгорания и £° уходящих газов избыток воздуха [теоретически он определяется по ур-ию (94) на основании состава горючей смеси] необходимо всегда брать достаточно большим. Для процесса АВ работа сжатия определяется ур-ием (85) и равенством N_k=N_k /% (в виду повышенной компрессии производится всегда охлаждение). Для процесса ВС (сгорание при постоянном давлении согласно фигура 59, А) не обходимо определить конечное состояние, то есть t° сгорания и состав горючих газов. Для расширения (процесс CD) работу расширения двух- и многоатомных составных частей горючих газов, а также конечную f определяют на основе изложенного в разделе 5. Этим определяется вся работа расширения N_e, а вместе с тем полезная работа N_t=N_e — N_k; термич. кпд м. б. вычислен по ур-ию (76).

Турбины постоянного давления с использованием уходящего теп-л а. Уходящее тепло сгоревших газов м. б. использовано или для предварительного нагревания заряда или для парообразования. Предварительное нагревание воздуха является особенно желательным, т. к. дает возможность добиться хорошего кпд без добавления подвижных частей, как в предыдущем случае. Однако в виду высокой ί° уходящих газов и очень большого объёма регенераторов тепла постройка таких Т., надежных в эксплуатации, представляет большие трудности. Кроме того предварительный подогрев воздуха имеет тот недостаток, что при неменяющемся избытке воздуха повышается £° горения или же при постоянстве последней увеличйbается избыток воздуха, а вместе с тем и потери уходящего тепла. При использовании уходящего тепла для предварительного нагрева уходящими газами воздуха сначала согласно фигура 61 нагревается сжатый заряд (процесс В В i). Принимая во внимание материал стенок, £° предварительно нагретого заряда не должен быть допущена слишком высокой—· максимально ок. 500°. При этом разница между конечной £° подогретого заряда и начальной t° уходящих газов должна для сохранения интенсивного обмена теплоты быть не менее 100°, причем для снижения £° стенок предполагается, что обмен тепла происходит по прямоточному процессу. В остальном ход вычислений такой же, как при способе постоянного давления без использования тепла уходящих газов. Если теплом уходящих горящих газов пользуются для образования пара, к-рый, расширяясь до вакуума, дает полезную работу в паровой Т., то-применимо следующее ур-ие:

Vk * G_v * (i_b 1_с) Έ Qi ⁼ Gd · (id i,_v), (115)

при этом G_v означает количество уходящих газов, i_b — i₀—количество взятой от них на единицу веса теплоты (ц—теплосодержание означенных газов при выходе из турбины, г_с—теплосодержание, соответствующее конечной 1° приблизительно в 200°), Qi—количество тепла в случае его притока из каких-либо других источников, G_d—количество образованного уходящими газами пара, г_л—теплосодержание этого пара, i_w—то же питательной воды, η_κ—кпд котла, работающего от отходящих газов. Полезная мощность N_e (в 1Р), получаемая от количества пара G_d (в кг/ск),

^N° “ 7lh · ^Ht’ (^11&)

где Н₍ означает адиабатич. теплопадение, а Ve—кпд паровой Т., должен быть прибавлена к работе расширения газов сгорания. Уходящие газы

1800

1400

1000

600

200

	4^7
			>k
				—
				%
	г4
			~~ --

1,5 2,0 2fi 3,0 3,5

—Λ

Фигура 69.

Vth

%f%

0,6

0,4

ог о не должен быть охлаждаемы ниже 200° в виду вредного влияния конденсации (возможность коррозии).

Числовой пример. Фигура 69 и 70 дают значения главнейших величин для идеальных условий (изотермическое сжатие и адиа-

батич. расширение) Т. постоянного давления, работающих на неочищенной нефти (фигура 69) и на колошниковом газе (фигура 70), при давлении горения р₂=р„=16 atm абс. в зависимости от избытка воздуха λ. На фигуре 69 и 70 обозначают: кривые t_a и t_b—темп-ру горения и конечную t°

^ЛЧ

расширения, η_ιη—термич. кпд, —отношение работ сжатия и расширения при начальном давлении сжатия р_г, равном конечному давлению расширения р_ь=1,036 atm абс. Если термич. кпд для известной величины λ по такой диаграмме составляет то истинный кпд исчисляется например для действительной машины с раздельным сжатием заряда, при прочих равных условиях, с помощью ур-ий (59) и (60) как

Vt

1200

воо

400

О

				i -
		/”е0		W
				л

1,5 2Я 2.5 1,0 1,5

-λ

Фигура 70.

^rn *Wv. 0,6 - "

Vth=Vlh

_! N_k0^η* Vk Neo • _^Νω Ν,ο

причем несколько более высокая конечная t_bтоже легко отыскивается. В машине же со сжатием заряда посредством отходящих газов он исчислялся бы как

Vth=Vtn · Ve-

Фит. 71 и 72 дают значения наиболее важных величин для нефтяных Т. с использованием уходящего тепла для подогрева воздуха для горения. Числовые величины находятся в зависимости от давления Горения р_а при постоян-

Фигура 72.

ной t° горения t_b=1 200° (фигура 71) или темп-ры горения t_a при постоянном давлении горения Pa — Pi=16 a m абс. и притом относятся как к идеальной машине (пунктирные кривые), так и к действительной машине с раздельным сжатием (сплошные кривые) и следующими значениями для кпд: %== 0,65; п_е - 0,75. С по мощью диаграмм фигура 69 и 70, пользуясь уравнениями (115) и (116), можно легко определить также и общий термич. кпд, если тепло уходящих горящих газов применяется для получения пара, производящего в паровой Т. дополнительную работу.

8. Т. с быстрым сгоранием. В Т. с быстрым сгоранием, пригодных гл. обр. только для газообразных горючих, можно в общем довольствоваться сравнительно незначительным сжатием, т. к. существенная часть всего сжатия в целом производится с помощью процесса сгорания. Это обстоятельство представляет значительное преимущество перед сгоранием при постоянном давлении, поскольку приходится затрачивать значительно меньшую работу сжатия.

Т. с быстрым сгоранием без использования уходящего тепла. При обыкновенном способе (например как в Т. сист. Гольцварта) сжатие до давления р_а (процесс АВ, фигура 59, Б) происходит в отдельной стационарной установке. Каждый раз после зарядки камера сгорания на большую часть времени горения (участок кривой ВС) запирается. Она опоражнивается непосредственно через сопла, пока давление не упадет снова до величины р₂ (участок СС). Потом открывается впуск (сначала для воздуха, потом для горючего), и давление в топочном пространстве остается нек-рое время неизменным; при этом проникающий воздух вытесняет сначала через сопла газы сгорания, а затем для продувки камеры сгорания и особенно для охлаждения лопаток протекает еще известное количество воздуха (на фигура 67 эти процессы выражены яснее, чем на фигуре 59, Б). Наконец с непосредственно к этому примыкающей вспышки начинается новый рабочий цикл. Ясно, что в силу больших рабочих скоростей и вследствие трудностей, связанных с высокими ί°, постройка надежной в эксплуатации Т. с быстрым сгоранием, у которой процесс управляется клапанным распределением, почти невозможна. Поэтому изобретатели стремились к созданию конструкции с автоматически действующим золотниковым распределением.

Т. к. здесь вследствие сравнительно незначительного повышения давления во время сжатия охлаждения обыкновенно не требуется, то на основании ур-ия (84а) мощность сжатия исчи-

ΆΤ Τ,

сляется в N_k=— -. Вовремя начального периода расширения (процесс СС фигура 59, Б и фигура 67) теплопадение Н вследствие понижения давления в камере сгорания изменяется; работа расширения отдельных составных частей газа исчисляется или на основании ур-ия (106) путем определения величины площади ССП₂1>_;1С (фигура 67) или же, в идеальном случае, более простым образом с помощью уравнения (108). Остальные части работы расширения в виду постоянства соответственного теплопадения отыскиваются легко. В виду переменного тепло-падения Н кпд будет конечно ниже, чем при однообразном состоянии потока, т. к. лопатки данного рабочего колеса рассчитаны только на один определенный перепад тепла (на данную скорость). Как уже упоминалось выше, в турбинах с быстрым сгоранием имеется тоже возможность вместо раздельного сжатия и разрежения устроить сжатие заряда посредством газов сгорания и при этом по мере возможности стремиться к достижению идеального процесса, указанного на фигуре 60, Б.

Т. с быстрым сгоранием с использованием уходящего тепла. При подогревании заряда отходящими газами наступает прежде всего согласно фигура 61, Б увеличение объёма, соответствующее участку кривой ВВ_и а к нему примыкает сгорание В_гС. В отношении t° при использовании уходящего тепла действуют те же условия, что при процессе с постоянным давлением. При использовании уходящего тепла для образования пара дополнительная мощность исчисляется так же, как для турбин постоянного давления.

Числовые примеры. На фигуре 73 и 74 даны кривые, изображающие зависимость максимальной темп-ры сгорания t_a, темп-ры в конце расширения t_b, термич. кпд %, мак

симального давления сгорания р_ь и отношения мощности адиабатич. сжатия и адиабатич. расширения N_ko/N_eii для идеальной (адиабатич. •сжатие и адиабатич. расширение) газовой Т. с •быстрым сгоранием, работающей на колошниковом газе при начальном давлении сжатия р_а, равном конечному давлению расширения р_ь=1,036 atm абс. При-этом на фигуре 73 дана зависимость указанных величин (за исключением р_ь) от коэф. избытка воздуха λ при дав-• лении сжатия р₂=5 atm абс.=Const, а на фигуре 74—зависимость от р₂ при Я=2,5=Const. Эти кривые могут быть применены, как было указано выше на фигуре 71 и 72, для вычисления достижимого на практике термического кпд при данных значениях η_β и ц_к. Фигура 75 и 76 дают нек-рое представление об изменении термич. кпд при двух почти исключительно имеющих значение на практике случаях: при использовании уходящего тепла для нагрева заряда {кривые а) или образовании рабочего пара для конденсационной турбины (кривые Ь), а именно как в отношении влияния конечного, давления сжатия р₂ при приблизительно наивысшей допустимой конечной Г расширения ί_Λ=800° (фигура 75), так и в отношении влияния различных

конечных темп-p t_h при постоянном давлении сжатия р₂=5 atm абс. (фигура 76). При построении кривых приняты следующие значения кпд:

= 0,70, ц_к— г _и=0,65. Термич. кпд при газообразном горючем конечно не так высок, как при жидком горючем вследствие требующейся для горючего газа работы сжатия.

9.Построенные газовые Т. На решение проблемы газовой Т. уже затрачена громадная умственная работа и не только изобретателями и учеными, но и производственными •фирмами; для развития этого типа машин принесены также громадные финансовые жертвы, но пока не достигнуто никакого практич. результата. Многие неудачные попытки осуществления газовой Т. до сведения общественности несомненно не дошли; из числа ставших известными в дальнейшем приведем только наиболее важные.

Т. Л е м а л ь-А р м а н г о [V⁰]. Эта машина является вероятно первой серьезной попыт кой осуществления газовой Т.; она была построена Обществом турбомоторов в Париже в 1909 году после долгих предварительных опытов в виде Т. постоянного давления (конструктивное оформление камеры сгорания и сопла видно из фигура 77) и приводилась в действие керосином. На фигуре 77: Л—подвод жидкого горючего, В—воздушный канал, С—зажигание, Е — впуск охлаждающей воды, F—клапан для ввода по желанию воды в полость сгорания, G—карборундовая футеровка, Н—сопло,if—часть ротора. Давление перед соплами было сравнительно очень низким, 3—^ atm абс. Чтобы защитить лопатки рабочего колеса от коррозии, приходилось сгоревшие газы перед соплами охлаждать приблизительно до 650°. Мощности Т. ок. 400 1Р едва было достаточно для приведения в действие ее компрессора. На основании этих испытаний перешли от способа приведения в действие торпедных двигателей посредством сжатого воздуха, исключительно до того времени применявшегося, к приведению их в действие от газовой Т.; при этом к сжатому

воздуху стали прибавлять жидкое топливо и достигли значительного повышения аккумулированного в торпеде запаса энергии.

Т. системы Гольцварта С¹,¹⁹]. После различных предварительных испытаний между 1914 и 1920 гг. машиностроительный з-д Тиссен в Мюльгейме (Рур) построил по чертежам Гольцварта сначала газовую Т. в 1 000 1Р, а позже нефтяную Т. в 500 ЬР; обе работали по принципу быстрого сгорания при довольно слабом сжатии воздуха до 2—3 atm абс. соответственно фигура 59, Б. У этих машин имеется небольшое число продолговатых камер сгорания, круглых в поперечном сечении и расположенных, как показано на фигуре 78, концентрически вокруг оси газовой Т. (последняя устанавливалась сначала вертикально, а в позднейших опытах — горизонтально); выпускное отверстие каждой камеры сгорания, снабженное замыкающим клапаном, оканчивается соплом. Позади сопел помещается рабочее колесо с одним или двумя венцами. Каждая камера сгорания имеет еще кроме того два впускных клапана для воздуха и горючего. Способ работы был уже в основном описан выше. В пределах примененных здесь незначительных сжатий рабочего заряда термич. кпд сильно повышается по мере увеличения конечного давления. При сжатии приблизительно в 2 atm абс. он составлял ок. 13% (при этом уходящее тепло было использовано для образования пара, приводящего в действие турбокомпрессор Т.). При употреблении жидкого горючего запал при условии достаточно высокой ί° должен быть очень интенсивным и происходить одновременно в нескольких местах камеры сгорания. Выход охлаждающего воздуха был связан еще с некоторыми. нежелательными побочными явлениями, гл. обр. потому, что его скорость сравнительно со средней скоростью газа была очень мала и потому плохо подходила к лопаткам. В качестве материала для лопаток рабочего колеса хорошо зарекомендовало себя по возможности чистое мягкое электрожелезо. Результаты, достигнутые с Т. в 5 000 kW (построена в 1920 году для ж.-д. силовой станции Мульденштейн), не

были опубликованы·. Над дальнейшим развитием Т. сист. Гольцварта, показавшей при испытаниях из всех известных конструкций наиболее хорошие качества, все еще работают. Говорят, что строилась также компаундная установка газопаровой турбины согласно схеме фигура 79, в которой уходящее тепло газовой Т. использовано для образования пара, потребляемого паровой Т. для приведения в действие компрессора. На фигуре 79 обозначают: 1—газовая Т. быстрого сгорания высокого давления с охлаждаемыми горячей водой камерами сгорания и кожухом, являющимися паровым котлом,

2—прямоточная газовая Т. низкого давления, 3 — турбокомпрессор для рабочего воздуха, а в случае нужды и для газа, 4—паротурбина для привода компрессора, 5—конденсатор,

6—насос для конденсата, 7—подогреватель,

8—насос для давлений (питательный и циркуляционный), 9—дроссельный клапан для частичного испарения циркуляционной воды, 10—паросборник, 11—пароперегреватель, 12— распределение впуска горючего и воздуха, 13— зажигание, 14—управляемые клапаны сопел.

Результаты, достигнутые с этой установкой, также остались неизвестны [’*].

Т. системы III таубера [V¹]. В основу этого двигателя, первая модель которого была построена и испытана фирмой AEG в 1920—1925 гг., положена мысль насоса Гемфри (смотрите Насосы). В последнем рабочие процессы в камере сгорания протекают совершенно так же, как внутри цилиндра двигателя внутреннего сгорания, работающего по циклу Отто (фигура 59, Б), с той лишь разницей, что вместо обыкновенного поршня действует колеблющийся водяной столб. Если две камеры сгорания V[ и V₂ (фигура 65), находясь во взаимодействии, работают со сдвигом фаз рабочих циклов на 180°, то кинетическая энергия воды, приведенной в движение избыточным давлением газа, может, как и в водяных Т., благодаря включенным между покоящимися камерами Fj и V₂ вращающимся соединительным каналам переходить в механич. работу. Однако у водяной массы должно при этом сохраняться столько силы инерции, чтобы в той камере, в к-рую она устремляется, она могла производить еще достаточно сильное сжатие заряда. Правда; в Т. сист. Штаубера камеры V_x и F₂вращаются вокруг оси А—А, в то время как соединительные каналы (кольцо с направляющими лопатками) остаются в Покое, но принцип от этого не изменяется. Благодаря этому мероприятью склонность к разбрызгиванию на свободных водяных поверхностях вследствие гораздо большей величины центробежного ускорения по сравнению, с земным ускорением значительно уменьшается, и тем самым достигается возможность значительного повышения рабочих циклов скорости. Фигура 80 показывает

схематически развернутый цилиндрич. разрез комплекта лопаток первой пробной машины и эскиз разреза по оси. Последовательность включения каналов покоящегося кольца такова, что в них практически господствует равномерное состояние потока. Распределение впуска заряда и воздуха для продувки, как и выпуска отходящих газов, происходит на торцовой стороне (содержащего камеры сгорания) рабочего колеса, с помощью соответствующим образом расположенных в прилегающем кожухе отверстий [¹⁷J. В противоположность моделям, упомянутым выше, рабочий процесс этой машины относится к процессам равного давления. Однако при первоначально осуществленной конструкции перетекание происходило не так, как при идеальном способе по фигура 60, Б, а совершалось вследствие сильных колебаний напора между очень большими положительными и отрицательными величинами очевидно менее выгодным образом, как это показано стрелками на фигура 81 (в последнее время характер распределения изменен). При этом сгорание должно было происходить непрерывно по смешанному способу, промежуточному между постоянным давлением и быстрым сгоранием; вращающиеся камеры сгорания проходили мимо зажигательной камеры фигура 82 так, что заряд последующей ЯЧеЙКИ зажИГаЛСЯ пла- Камера зажигания

Фигура 81. Фигура 82.

ствие этого на практике линия сгорания ВС претерпевает сильное искривление согласно фигура 81, где АВ—сжатие, ВС—сгорание, GD— расширение. Правда, осуществление этого при нципа на практике встретило очень крупные препятствия. При позднейших опытах зажигание происходило обычным порядком—отдельно в каждой камере посредством электрич. зажигательных свечей. Результаты, достигнутые первой опытной машиной, оказались очень неудовлетворительными; машине нехватало собственной силы даже для того, чтобы вращаться на холостом ходу. Вследствие различных непредусмотренных влияний намеченный характер работы не был достигнут, в особенности весьма несовершенно происходил процесс сгорания. Об успехе позднейших попыток пока ничего неизвестно; изыскания над дальнейшим развитием машины все еще продолжаются.

Газовые Т. итальянского общества Эрнесто Бреда [¹⁷|. Эта маленькая опытная машина разработана в период времени между 1920—1925 гг. Речь идет о Т., работающей по способу быстрого сгорания, с.четырьмя камерами сгорания и восемью рабочими колесами (из которых 2 первых представляют собой ступени скоростей, а остальные—ступени давления); она работала при давлении в 15 atm и была снабжена охлаждаемыми водой полыми направляющими и рабочими лопатками и промежуточными днищами. Вода для охлаждения рабочих лопаток подавалась из пустотелого вала через диск ротора к высверленным рабочим лопаткам и затем отводилась обратно в вал. При температуре сгорания более 1 000° машина работала безупречно.

10. Т., работающие на отходящих газах. А. Т., работающие на отходящих газах двигателей внутреннего сгорания. В то время как осуществление самостоятельно действующей газовой Т. встречает такие большие препятствия, что до сего времени цель даже приблизительно не может считаться достигнутой, Т., работающие на отходящих газах двигателей внутреннего сгорания, благодаря меньшим темп-рным трудностям получили с некоторого времени большое практик. значение. В виду сравнительно малых используемых при этом теплопадений машины получаются сравнительно простой конструкции. Газовые Т. этого типа применялись для высотных аэропланов уже во время мировой войны [Г⁴⁰], причем для того, чтобы препятствовать потере мощности мотора, обусловленной падением наружного воздушного давления, необходимый мотору воздух приводился посредством турбокомпрессора к почти нормальному атмосферному давлению и тогда подводился к цилиндрам (т. ч. по следние работали с почти неизменяющимся количеством воздуха и потому мало меняющейся мощностью); в то же время газы сгорания расширялись в Т. от давления, несколько большего чем атмосферное, до наружного давления, обеспечивая потребную мощность для работы компрессора. При этом Т. и компрессор всегда располагаются на общем валу. С растущей высотой полета автоматически все больше увеличивается и количество оборотов Т., т. ч. компрессор вопреки падению наружного давления работает с почти неменяющимся конечным давлением. В послевоенное время тот же принцип был использован На практике также и для повышения мощности нефтяных двигателей: для этого центробежная воздуходувка, приводимая в действие Т., работающей на отходящих газах, сжимает подаваемый в цилиндры воздух до 0,2—0,5 atm избыточного давления (смотрите также Наддув), что вызывает повышение мощности до 80% [²², ²⁴, ²⁸, ^м]. Вследствие этого конечное давление расширения повышается,; и в отходящих газах остается неиспользованное теплопадение, к-рое используется в Т. и, как показывает опыт, вполне достаточно для приведения в действие воздуходувки. Фигура 83

Фигура 83.

показывает такой агрегат, состоящий из Т. А, работающей на отходящих газах, и из воздуходувки В. На практике такая Т. работает при многоцилиндровых четырехтактных моторах как Т. постоянного давления; колебания давления леред соплами тем сильнее выражены, чем меньшее количество цилиндров снабжает Т. отходящими газами и чем меньше размер включенного перед соплами коллектора для горючих газов. Конечная t° отходящих газов составляет 300—400°, поэтому требования, предъявляемые к материалу, едва ли выше, чем при новейших паровых Т. высокого давления [¹⁸]. Двухтактные машины м. б. наддуваемы таким же образом, как и четырехтактные. Т. к. однако давление продувки, до которого воздуходувка должна сжимать воздух, больше конечного давления в цилиндре, то есть больше, чем давление отходящих газов перед соплами Т., то мощность Т. для приведения в действие воздуходувки здесь не вполне достаточна, и должен быть предусмотрен добавочный двигатель (например электромотор). Кроме того тепловая нагрузка цилиндров у двухтактных машин, и без того значительно большая, чем у четырехтактных, вследствие наддува повысилась бы еще больше. В силу этих причин наддув у двухтактных машин до сего времени еще не применялся. Пытались также использовать для приведения в действие

Фигура S4.

Т., работающих на отходящих газах, сравнительно высокое давление в цилиндрах двигателей внутреннего сгорания, имеющееся в момент открытия выпуска; при этом как двигатель, так и Т. работают с конечным давлением в 1 atm абс. Каждый цилиндр, чтобы исключить возможность взаимных нарушений в работе, должен был бы тогда подавать отходящие газы в отдельную группу сопел. Т. должна была бы следовательно в виду толчкообразного поступления отходящих газов работать по принципу быстрого сгорания. Т. к. условия для перетекания отходящих газов от цилиндров к Т. очень неблагоприятны и обусловливают наличие больших потерь, то в этом направлении на практике пока не делалось никаких опытов. Здесь могли бы прежде всего быть использованы двухтактные машины. Также и в отношении автомобильных двигателей стали известны попытки наддува цилиндров.

Особым типом выполнения является здесь Т. Лоренцена (1927 год), работающая на отходящих газах (фигура 84, где а—ротор Т. с двумя стальными дисками, Ь—полые турбинные лопатки, с—впускной патрубок для сгоревших газов, d—газовая камера перед ротором, е— выхлопная камера, /—ротор воздуходувки, д— подводящие каналы для воздуха, h—диффузор, г—лабиринтовое уплотнение).

Здесь ротор Т. одновременно служит в качестве колеса воздуходувки, причем подаваемый последней воздух совершает охлаждение рабочих лопаток Т. При этом воздух подводится сначала к колесу воздуходувки, а по^м подается через полые турбинные лопатки Ь в диффузор h. С помощью этой Т., работающей на отходящих газах и приключенной к глушителю двигателя, были достигнуты кпд 12—16%. Эта—по сравнению с обыкновенным типом Т., работающих на отходящих газах,—гораздо более сложная конструкция задумана очевидно как предварительное испытание для применения к условиям большого расширения, в каковом направлении и ведется фактически работа по дальнейшему развитью этой машины. Наконец укажем на уже часто делавшиеся предложения строить газовые Т. для условий больших расширений с приключенным спереди двигателем внутреннего сгорания высокого давления с целью уменьшить трудности, связанные при эксплуатации Т. с темп-рой. Это было бы в известной степени дальнейшим развитием вышеописанных Т., ра ботающих на отходящих газах двигателей внутреннего сгорания. Однако хотя темп-рные затруднения были бы тогда действительно перенесены гл. обр. на двигатель, все же преимущества, которые могли бы быть при этом достигнуты, являются повидимому в виду сложности устройства недостаточно значительными.

Б. Т., работающие на отходящих газах топок паровых котлов с дутьем под давлением. Значительный шаг к разрешению проблемы газовой Т. благодаря развитью своих котлов «Велокс» сделала в новейшее время фирма Броун-Бовери в Бадене (Швейцария) [²⁶, ²⁷, ³⁹]. В этих устройствах, работающих по принципу постоянного давления (фигура 85), воздух для горения прогоняется под давлением центробежным компрессором в топочную камеру котла (при газообразном горючем конечно требуется еще второй компрессор для горючего). При .этом сгоревшие газы, как и в обыкновенных котлах, но со значительно большей скоростью (ок. 200 м/ск), последовательно устремляются в испаритель, перегреватель и подогреватель, проходя по пути через газовую Т. На фигуре 85: а—горелка, b—топочное пространство, с—трубы испарителя, d— пароперегреватель, е—газовая Т., f—подогреватель питательной воды, д—турбокомпрессор, h — зубчатая передача, г — вспомогательный .электромотор для пуска в ход и регулировки, к—циркуляционный насос, I—насос для горючего, т—центробежный пароотделитель, п— отстойный сосуд, о—питательный насос. Горючие газы, находящиеся под избыточным давлением, подводятся с достаточно высокой температурой из подогревателя к Т., работающей отходящими газами, где расширяются почти до атмосферного давления и либо отводятся обратно к перегревателю либо идут дальше к подогревателю. Турбина служит для приведения в дейст

вие компрессора, причем давление нагнетаемого в топку воздуха автоматически повышается с растущей нагрузкой котла вследствие увеличения скорости вращения Т., достигая максимально 2 atm. Вследствие потерь давления, обусловленных большими скоростями потока, мощность Т. не вполне достаточна для приведения в действие компрессора, т. ч. остающийся незначительный недостаток мощности должен быть покрыт электромотором, к-рый однако и без того нужен как для пуска в ход котла, так и для регулировки нагрузки. Вследствие большой плотности находящихся под избыточным давлением газов сгорания и в особенности в виду очень большой скорости их течения, а также значительно повышенной скорости циркуляции воды и пара теплопроводность стенок настолько превосходит таковую обыкновенных котлов, что необходимая поверхность нагрева, а вместе с тем и место, требующееся для установки, составляют лишь небольшую часть обычного. Поэтому такие установки легко помещаются в машинном отделении, что значительно уменьшает стоимость строений. В то время как в комбинированных газо-паротурбинных установках газовую Т. рассматривали как основной агрегат, а паровую Т. как служащую исключительно для использования отходящего тепла, в данном случае главной целью является парообразование, что позволяет избежать больших трудностей, встречающихся при конструировании газовых Т. Для жидких и газообразных горючих такие установки выпускаются уже для продажи. Для отопления угольной пылью они повидимому скоро будут разработаны. Было бы возможно провести отопление таких котлов по принципу не постоянного давления, а быстрого сгорания. Это дало бы даже известные теплотехнич, выгоды, которые едва ли искупаются худшими условиями потока. Однако осуществление метода быстрого сгорания на практике провести много труднее, чем осуществление способа постоянного давления.

Лит.: 1) S t о d о 1 a A., Die Dampf- u. Gasturbinen, В., 1924; ²) Eyermannu. Schulz, Die Gasturbinen, ihre gescbichtliche Entwicklung, Theorie u. Bauart, B., 1920; ³) Flil gel G., Die Dampfturbinen, ihre Berechnung u. Konstruktlon; mit einem Anhang liber Gasturbinen, Lpz., 1931; *) M о у e г I. A., Steam Turbines, Including a Discussion ol Mercury a. Gas-Turbines, N. Y., 1929; 5) Schtile W., Technische Thermodynamik, B., 1925; *) ScLiile W., Neue Tabellen u. Diagramme f. technische Feuergase, B., 1929; ’) G e n t s c h W., Unter-suchungen liber die Gas- u. Oelgleichdruckturbine, Halle a/S., 1924; s) Baeti К., Ein neues Prinzip f. Damp!- u. Gasturbinen, Lpz., 1920; ») P 1 1 a u m W., IS-Diagramm i. Verbrennungsgase u. ihre Anwendung aut die Verbren-nungsmaschine, B., 1932; u>) Lutz 0., PV-Tafel, Tabellen u. Diagramme zur thermischen Berechnung d. Ver-brennWngskraftmaschinen, B., 1932; n)Aufhauser D., Brennstolf u. Verbrennung, В., T. 1, 1926, T. 2, 1928; ¹²) H u 11 e, Des Ingenieurs Taschenbuch, 26 Aufl., B., 1931; i³) о s te r t a g P., Kolben- u. Turbokompres-soren, B., 1923; ’*) Eck B., Iiearton W., Turbo-Geblaseu. Turbo-Kompressoren, B., 1929; is) G г о b e rH., Die Grundgesetze d. Warmeleitung u. des Warmeiibergan-ges, B., 1921; ιβ) Gesamtbericht der 2 Weltkraftkonfe-renz, B. 5, Warmekraftmaschinen, B., 1930;*’) Festschrift Prof. Dr. A. Stodola zum 70 Geburtstag, Zurich, 1929; i») Jahrbuch d. Brennkrafttechnischen Gesellschaft, 1931, B. 12, Halle a/S., 1932; is) Hohwarth, Die Entwik-klung d. Η о lz warth-Turb i n e seit 1914, «Z. d. VDI», 1920, p. 197; 30) Hoff H., Die. Entwicklungslinien d. Dampf-kraftmaschinen u. die Ausslchten des Gasmaschinenbetrie-bes, «St. u. E.», 1924, p. 1567; 21) stauberG., Nasse Gasturbinen, «St. u. E.», 1925, p. 1957; 22) 0 p p i t z A., Die Abgasturbinen hinter Dieselmaschinen, «Werft-Reede-rei-Hafen», B., 1927, p. 380; >3) H e 1 1 e r A., Die Gas-turbine yon C. Lorenzen, «Z. d. VDI», 1928, p. 1869; 2i) Biichi A., Dieselmotoren mit Biichi-Abgasturbinen-Aufladung, «Die Warme», B., 1929, p. 125; ^,f) B a e t z K., Neue Vorschlage zur Losung des Gasturbinenproblems, ibid., 1929, p. 781; 26) Noack W., Druckfeuerung γοη Dampfkesseln In Verbindung mit Gasturbinen, «Ζ. d. VDI», 1932, p. 1033; 27) Der Brown-Bcweri Dampferzeuger, «BBC-Nachrichten», Lpz., 1932, p. 3; 28) О p p i t z A., Die Leistungssteigerung von Viertakt-Verbrennungskraft-maschinen durch Vorverdichten d. Verbrennungsluft, «Schiffbau», В., 1932, p. 279; 29) D о 11 1 n F., The Gas-Turbine, «Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers», L., 1923, v.2, p. 1121; D о 11 i n F., The Gas-Turbine in Theory a. Practice, «The Engineer», 1923, v. 135, p. 466; я) К 0 n i g M., Gas-Turbines, «North-East Coast Institution of Engineers a. Shipbuilders», 1925, v. 41, p. 347; 32) M a r k s L., Gas-Turbines, «Mechanical Engineering», N. Y., 1925, y. 47, p. 462; зз) G 0 u d i e W., The Inter

nal Combustion Engine, «Transactions of the Institution of Engineers a. Shipbuilders», 1925, v. 66, p. 642; ^sl)Mos s, Centrifugal Compressors for Diesel Engines, «Mechanical Engineering», N. Y., 1925, v. 47, p. 1075; ^JListon, «Electrical Review», L., 1925, v. 28, p.4; i‘)Go u d i e W., The Determination of Standard Efficiencies of Internal Combustion Engines by the Energy Chart, «Engineering», 1928, Y. 126, p. 695; ³?) M 0 s s a. Smith, Engineering Computations for Air a. Gases, «Transactions of the American Society of Mechanical Engineers», N. Y., 1932, v. 52, p. 93; 38) Lorenzen Ch., The Lorenzen Gas-Turbine a. Supercharger for Gasoline a. Diesel Engines, ibid., 1931, v. 53, 6, p. 1; 39) N о a c k W., The Velox Boiler, «Engineering», 1933, v. 135, p. 52; «<4 Stern W., The Internal Combustion Engine, «Aeronautical Research Committee», Rep., 54. Флюгель (Германия).