Проектировании проточной

Красивый внешний вид машины достигается не только ее внешней отделкой — декоративной полировкой, никелированием, хромированием, воронением, окраской и лакировкой, но и надлежащими формами конструкции. Нельзя рассматривать художественное конструирование как работу над внешней формой промышленного изделия. Механизм, машина или прибор — сложные целостные комплексы, и их недопустимо механически расчленять на внешнюю форму отделки и форму конструкции. Опыт, накопленный дизайнерскими организациями, свидетельствует о том, что хороших результатов при проектировании промышленных

зутов (зола 1: 49,4 % Na2SO4; 32 % V2O6; 2,9 % MgO; 2,9 % CaO; 4,1 % NiO и 8,7 % Fe2O3; зола 2: 87 % V2O5 и 13 % Na2SO4) вызывают значительное уменьшение уровня жаропрочности стали 12Х1МФ при 580 °С и 12Х18Н12Т при 650 °С. Так, их пределы длительной (10* ч) прочности (испытаны образцы диаметром 4 мм) снижаются, соответственно с 107 до 59—65 МПа (на 40—45 % меньше) и с 88 до 55 МПа (на 37 %). Рост отрицательного влияния золы на длительную прочность стали 12Х1МФ происходит при температурах до 660 °С, а стали 12Х18Н12Т —до 700—750 "С. Еще в большей мере снижается жаропрочность никелевых сплавов вследствие коррозионного воздействия золы, содержащей сульфат натрия. Снижение предела длительной (103 ч) прочности (испытаны образцы диаметром 6 мм) в золе с 66,2 % Na2SO4 и 1,8 % V2O5 при 850 °С составляет для сплавов ЭП109, ЖС6К, ЭП220, ЭИ826 и ЭИ893 соответственно: 87, 76, 69, 29 и 26 %. Приведенные данные указывают на необходимость учитывать изменение коррозионно-механической прочности металлов при проектировании промышленных установок, элементы которых эксплуатируются в агрессивных продуктах сгорания топлива и испытывают действие напряжений.

Многие авторы пытались определить оптимальные значения этих факторов — температуры, влажности и скорости движения воздуха, для различных видов работ, однако данные этих авторов зачастую сильно расходятся. Brand (1947 г.) рекомендует в качестве оптимального диапазон температур 17,8—20,6° С для тех случаев, когда среду нужно нагревать или увлажнять, и интервал 20,6-^-22° С, если воздух надо охлаждать или высушивать. Оптимальная относительная влажность воздуха рекомендуется в пределах 30—60%, а скорость движения воздуха, измеряемая на высоте ~ 1 м над полом, не должна превышать ~0,25 м/сек. В ЧССР проектировщики обязаны руководствоваться директивой Министерства здравоохранения о гигиенических условиях, которые должны быть обеспечены при проектировании .промышленных предприятий, изданной в 1954 г., и стандартом

насадки из колец размерами 35 X 35 X 4 мм при средней скорости газов 1,3 м/сек и весьма высокой плотности орошения Н\у = = 50 м3/(ма-ч) составляет 60—70 мм вод. ст. (рис. П-5). Полученные в опытах данные позволили в первом приближении определить значения объемного и поверхностного (отнесенного к полной геометрической поверхности керамических колец) коэффициентов теплообмена, использованные впоследствии при проектировании промышленных экономайзеров.

Проведенные на этой установке опыты позволили впервые получить данные о работе контактной камеры экономайзера при высокой температуре исходной воды. Эти данные были впоследствии использованы при проектировании промышленных установок на Бердичевской электростанции. Следует отметить, что обе описанные выше опытные установки предназначались в первую очередь для определения степени нагрева воды и охлаждения газов в зависимости от геометрической характеристики насадки и режимных параметров. Теплообмен и аэродинамическое сопротивление изучались попутно, поэтому точность полученных результатов по теплообмену сравнительно невелика. К тому же опыты проводились в ограниченном диапазоне начальной температуры газов и только в слое беспорядочно лежащих колец малых размеров.

Полученные в опытах данные позволили определить объемный (отнесенный к объему, занимаемому насадкой) и поверхностный (отнесенный к полной геометрической поверхности керамических колец) коэффициенты теплообмена, использованные впоследствии при проектировании промышленных экономайзеров. Данные по коэффициентам теплообмена, обработанные по предложенной Н. М. Жаворонковым критериальной форме с определяемым критерием Кирпичева KJ, представлены на рис. III-6. Из графика видно, что на значение коэффициента теплообмена заметно влияет высота слоя насадки (при обработке тепловосприятие концевых полых участков не вычиталось из общего количества переданного тепла, тем не менее последующая обработка данных показала несомненное влияние высоты насадки на Ю, что согласуется с данными других авторов [64]); значительно слабее, чем это следует из уравнений Н. М. Жаворонкова [65], влияние плотности орошения на коэффициент теплообмена. Кроме того, интенсивность теплообмена между газами и водой в контактном экономайзере примерно на порядок выше, чем в поверхностных экономайзерах при тех же скоростях газов. Например, при средней скорости газов 1,3 м/с коэффициент теплообмена в контактном экономайзере с загруженной навалом насадкой из колец 35X35X4 мм составляет 60—70 ккал/(м2-ч-°С) [соответственно объемный коэффициент 8400—9800 ккал/(м3-ч-°С)].

нием расхода воды и плотности орошения теплопроизводитель-ность установки при прочих равных условиях резко возрастает, а температура уходящих из контактной камеры газов tyx может всего на несколько градусов превышать температуру исходной воды fli. Это возможно при достаточно высоком коэффициенте орошения W/G, который влияет на разность температур ?ух— •&1 гораздо сильнее, чем, например, высота слоя насадки. Последняя в этих опытах была явно недостаточна. И тем не менее в тех случаях, когда плотность орошения превышала 10 м3/(м2-ч), получены удовлетворительные результаты. Проведенные на этой установке опыты позволили получить данные о работе контактной камеры экономайзера при высокой температуре исходной воды. Эти данные были впоследствии использованы при проектировании промышленных установок на Бер-дичевской электростанции.

Проектированию принадлежит особенно ответственная роль в деле достижения высокой эффективности каждого предприятия и всего общественного производства. При проектировании промышленных предприятий необходимо решить многие вопросы, в том числе такие центральные, как правильное размещение предприятия, предусматривающее создание рационально организованного промышленного комплекса, выбор прогрессивной производственной структуры завода, обеспечение оптимальности объемов однотипного производства во всех производственных подразделениях завода. Это позволит при данном уровне развития производительных сил и общественного разделения труда наиболее эффективно применять самую прогрессивную технику, технологию и организацию производства, обеспечит эффективное использование сырьевых, энергетических и трудовых ресурсов района, сокращение транспортных расходов.

разработки стала особенно ощутима при проектировании промышленных камер сгорания и парогенераторов под высоким давлением, тем более что полученные зависимости не всегда давали возможность получить ответы на поставленные вопросы.

При проектировании промышленных ТЭЦ с сильно минерализованной исходной сырой водой требуется технико-экономическое сравнение возможных схем отпуска пара и подготовки добавочной воды. Выбор такой схемы должен быть особенно тщательным в случае применения на ТЭЦ прямоточных паровых котлов и в особенности на сверхкритические параметры пара. Применение паропреобразо-вателей при этом может обеспечивать более надежный водный режим оборудования ТЭЦ.

При проектировании промышленных электростанций должны рассматриваться следующие основные вопросы:

Закономерности течения дозвуковых и сверхзвуковых потоков в межлопаточных каналах были отмечены выше, и при проектировании проточной части колеса турбодетандера их необходимо постоянно иметь в виду.

При проектировании проточной части турбины профиль направляющей лопатки и горло принимаются по среднему диаметру диафрагмы. В связи с тем, что выходные кромки, как правило, располагаются радиально, то к периферии шаг лопатки увеличивается, а к корню уменьшается, что в свою очередь приводит к изменению горлового сечения. При высоких лопатках, где длины окружности периферического и корневого сечений значительно отличаются от среднего, может получиться, что принятое по среднему диаметру положительное горло на периферии получится нулевым или даже отрицательным. Этого стараются избежать; поэтому при постоянном радиусе и угле кривизны штамповки лопатки приходится изменять длину прямолинейного участка, увеличивая ее на периферии и уменьшая у корня, что при постоянной ширине лопатки В и угле установки на выходе а приводит к изменению прямолинейной части лопатки К на входе, следовательно, развернутая длина дуги криволинейной части лопатки S по высоте лопатки остается постоянной. В вариантах /, //, /// приведены такие профили лопаток. В вариантах IV и V изменение прямолинейного участка / при постоянных углах а и а1( а также R = 0 приводит к изменению угла штамповки радиуса R, а следовательно, развернутая длина кривизны S будет переменной. Теоретически закон изменения угла происходит по эллипсу, но

Очень важно, чтобы при проектировании проточной части турбоагрегата число отдельных стадий, на которые приходится разбивать процесс, было возможно меньшим, так как всякие внешние воздействия на текущий рабочий агент обязательно приводят к энергетическим потерям, снижающим внутренний к. п. д. турбоагрегата. Следует поэтому сводить весь комплекс внешних воздействий, возмущающих непрерывный ход процессов расширения и сжатия рабочего агента, к возможно меньшему количеству точек приложения, т. е. разбивать процесс на возможно меньшее количество последовательных стадий. Используя диаграмму изображения процесса, надо стараться распределить разные внешние воздействия по точкам, отделяющим друг от друга стадии процессов, сводя количество таких стадий до минимума.

Итак, будем предполагать, что у проектировщика имеются вполне надежные характеристики турбинных (и компрессорных) ступеней, и покажем, как следует пользоваться ими при проектировании проточной части отдельных отсеков турбоагрегата.

прямых неподвижных решеток в лаборатории. При этом в лабораторном стенде набегающий на решетку поток определенным образом подготовляется, но не уподобляется потоку, который обтекает данную профильную решетку в турбоагрегате при его эксплуатации. В действительности решетка бывает не прямая, а круговая, и поток подходит к ней возмущенным вследствие протекания через предыдущие ступени. Первое обстоятельство приводит к так называемым веерным потерям, которые необходимо причислять дополнительно к потерям в прямой неподвижной решетке, а характер потока ввиду указанных возмущений дополнительно изучить, сравнив с характером потока при воздушной продувке плоских решеток в лаборатории, и потери, вызванные неучтенной при продувке возмущенностью потока, тоже дополнительно учесть. Далее мы увидим, как указанные выше обстоятельства в настоящее время учитываются с допустимой точностью и, следовательно, при проектировании проточной части лопаточных машин вполне возможно в качестве исходных принять газодинамические характеристики плоских неподвижных решеток, полученные в лабораториях путем воздушной продувки.

Потери течения, рассмотренные в § 30, определялись при плоскопараллельном обтекании профильной решетки. Режим обтекания мог быть осреднен и профиль межлопаточного канала выделен в качестве влияющего фактора на обтекание, почему и потери энергии, характеризующие качество обтекания, были названы профильными. Такое выделение профильных потерь в проектировании проточной части турбоагрегатов существенно необходимо, поскольку именно по такому показателю производится выбор лопаточных профилей и установка их в решетке. При дальнейшем наслаивании энергетических потерь возникают новые, влияющие на качество процесса течения, факторы, которые ослабляют влияние профиля межлопаточного канала и затрудняют оценку правильности выбора лопаточных профилей и их решеток.

Все это говорит о том, что комбинация решеток в ступени не может быть пригодна для любых процессов течения рабочего агента и, будучи выбрана для своего расчетного режима, использована для близких к расчетному режиму. Границы такого использования должны быть установлены при построении характеристики ступени и характеристика не должна экстраполироваться за данные в ней пределы использования. Указанное обстоятельство подтверждается зависимостью характеристик решеток от чисел Re и М, как видели в § 30 и последующих. Особенно существенным данное замечание является в случае, когда проектировщик захочет использовать решетки и ступени, отработанные для рабочего агента одних физических свойств, при проектировании проточной части турбоагрегатов, работающих при рабочем агенте других физических свойств. В таком случае числа Re и М могут резко измениться и решетка или ступень оказаться совершенно непригодными.

При проектировании проточной части влажнопаровых турбин постоянно возникают задачи, полное решение которых возможно только на экспериментальных стендах. К числу наиболее важных задач относятся следующие.

При расчете и проектировании проточной части турбомашин важно располагать достоверными сведениями о величине и распределении коэффициентов потерь энергии. Опыты показывают, что если в решетках НЛ, обтекаемых стационарным потоком, коэффициенты потерь удовлетворительно согласуются с данными, полученными при исследо-

В последние годы при расчетах и проектировании проточной части турбомашин широкое применение находят результаты исследований решеток лопаток, проведенных в статических условиях. Как известно, если подсчитать к. п. д. турбинной ступени с ис-

давлением. Для турбин активно-реактивных применяется обводное регулирование с подачей свежего дросселированного пара в камеру регулирующей ступени, что вызывается конструктивными соображениями при проектировании проточной части реактивной турбины.