Рихтер Л.А. и др. Вспомогательное оборудование ТЭС (распознан)

Подождите немного. Документ загружается.

ков от отдельных дымососов, и обра-

зуется единый поток внутри дымовой

трубы. Таким образом, эти тройники

относятся к типу собирающих.

Особенностью тройников, получив-

ших широкое применение при выпол-

нении внешних газоходов ТЭС

(рис. 8.8, а), является слияние пото-

ков под прямым углом, причем сече-

ние газохода на проход остается не-

изменным, несмотря на изменение ко-

личества газов до и после

объединения

потоков. Подобная схема оказалась

неблагоприятной не только из-за

больших потерь, но и из-за возникно-

вения пульсаций при соударениях по-

токов .

Как и в других элементах, особое

значение имеет компактность выпол-

нения, отсутствие аэродинамических

пульсаций,

золовых

отложений и др.

Наиболее удачным решением яв-

ляется полное разделение потоков,

исключающее соударение. Выполне-

ние такого поворота на

90"

показано

на рис 8 8, б

ГЛАВА

ДЕВЯТАЯ

ТЯГОДУТЬЕВЫЕ МАШИНЫ

9.1. ХАРАКТЕРИСТИКИ ТЯГОДУТЬЕВЫХ

МАШИН

Движение воздуха и дымовых га-

зов на ТЭС осуществляется с помо-

щью

тягодутьевых

машин.

Исключением являются пиковые теп-

лофикационные водогрейные котлы

ТЭЦ, работающие на мазуте и газе

(ПТВМ), в которых движение в газо-

вом тракте осуществляется за счет

самотяги. Новые водогрейные котлы

как на мазуте, так и на твердом топ-

ливе сооружаются с применением ды-

мососов.

К тягодутьевым машинам ТЭС

предъявляется ряд требований, из ко-

торых важнейшими являются высо-

кая экономичность на номинальном

режиме и частичных нагрузках, вы-

сокая надежность работы, умеренные

габариты при достаточно высокой бы-

строходности, умеренный шум. Рас-

смотрим соотношения, определяющие

характеристики тягодутьевых машин.

На рис. 9.1 представлены треуголь-

ники скоростей на входе (с индексом

1) и выходе (с индексом 2) для трех

типов вентиляторов — радиальных

с лопатками, загнутыми вперед, ра-

VI,

Zu~

»)

Рис

9.1.

Схемы

рабочих колес и треугольники скоростей вентиляторов трех типов

радиальное колесо с

^гнутыми

вперед лопатками, б радиальное колесо с

загнутыми

лопатками,

в — колесо осевого вентилятора

150

диальных с лопатками, загнутыми на-

зад, и осевых. На рисунке с, w, и —

абсолютная скорость газа, скорость

газа относительно лопатки и окруж-

ная (переносная) скорость рабочего

колеса, м/с.

Теоретическое давление (без уче-

та потерь), Па, на номинальном ре-

жиме определяется известным соот-

ношением

(9.1)

где

- плотность перемещаемой сре-

ды, кг/м

;

2и

, с

1и

— проекции аб-

солютных скоростей на выходе и на

входе на окружную скорость.

Коэффициент давления на номи-

нальном режиме определится по вы-

ражению

Jjn

If2u

Р"2

£)2

_£iu_

где

£yD

Выражая

2и

1и

через элемен-

ты треугольников скоростей на выхо-

де из лопаток и на входе, приведем

уравнение (9.2) к следующему виду:

//;*=!—21

р,_

-ОЦ\

-3.

cosp\).

(9.3)

При проектировании вентиляторов

входной угол установки лопатки

р\

обычно выбирают таким, чтобы пред-

варительная закрутка потока, сни-

жающая коэффициент давления, от-

сутствовала, т. е.

1и

— 0, и, следова-

тельно,

-^-cosB,

= l.

(9.4)

«i

В этом случае формула коэффициен-

та давления на номинальной нагруз-

ке (9.3) примет более простой вид:

Н"

JH.

cos(i.>. (9.5)

U-,

Из выражения (9.5) следует, что

коэффициент теоретического давле-

ния зависит от выходного угла уста-

новки лопатки

возрастая с увели-

чением последнего. При

р\

<С

90° (ло-

патки загнуты назад)

cosp

Я"<1,

при

>90°

(лопатки за-

гнуты вперед) cos

<С

0 и

Н"

Желанием получить большие на-

поры при умеренных окружных ско-

ростях объяснялось применение в

энергетике рабочих колес с вперед

загнутыми лопатками. Однако эти ма-

шины имели низкий КПД (на уров-

не

60—70%),

что объясняется двумя

факторами — резким поворотом век-

тора скорости w в пределах рабоче-

го колеса, связанного с высокими гид-

равлическими потерями (рис. 9.1), и

низкой степенью реакции ступени

0Т

/Я

1—0,57?;. (9.6)

Эта зависимость представлена на

рис. 9.2, а.

Степень реакции рабочего коле-

са показывает, какая доля теоретиче-

ского напора

Н*

находится в виде

статического давления

ст

т. е. в

той форме, которая требуется от вен-

тилятора. Таким образом, наиболь-

шей

и наивысшей экономичностью

характеризуются машины с низким ко-

эффициентом

Н",

т. е. с малым уг-

лом

(лопатки, загнутые назад).

В табл. 9.1 приведены характе-

ристики аэродинамических схем тяго-

дутьевых машин, используемых в

энергетике, а на рис. 9.2, б — пример

аэродинамической схемы и характе-

ристики радиальной машины.

В рекомендуемом обозначении аэ-

родинамической схемы для радиаль-

ных машин первая цифра обозначает

отношение внутреннего диаметра к

внешнему, вторая — ширину рабо-

чего колеса на выходе в долях от диа-

метра рабочего колеса, принятого за

100, третья цифра — угол установки

лопатки на выходе в градусах.

Наряду с новыми в таблице при-

ведены также старые обозначения

схем, когда в качестве выходного при-

нимался дополнительный до 180°

угол

выхода лопатки

f>2

180—р\.

Это

относится к аэродинамическим схе-

мам 0.7-37; 0,8-37; 0,7-160;

0,7-16011

(римские цифры I и II обозначают ва-

риант той или иной схемы).

151

Загнутые назад Загнутые

бпервд

лопатка.

лопатки

-0,6

0,5

-0,4

0,3

0,2

\\КЛ

Ил

AN\

\\\

-л

80°

-5»

-г

•—

if*'

к^

\6О°

1 1

«^

--.

2С

•-

0,07

0,06

0,05

0,04

0,03

0,05

0,10

0,15

Рис. 9.2. Обезличенные характеристики машин:

о - зависимость коэффициента центробежных сил

и степени реактивности колеса ft от теорети-

ческого коэффициента давления на оптимальном режиме

;

б аэродинамическая схема и

обез

личенная характеристика вентилятора

55-П-40

Для осевых машин в обозначения

введены отношение диаметра втулки

к диаметру рабочего колеса d, число

рабочих лопаток г и угол установки

лопаток, который задается между хор-

дой профиля лопаток и фронтом лопа-

точной решетки на среднем диаметре

рабочего колеса

Основными характеристиками аэ-

родинамической схемы машины явля-

ются коэффициенты давления Н и

расхода

(9-7)

(9.8)

152

где Q — расход воздуха (газа) при но-

минальном режиме,

/с.

Коэффици-

ент действительного давления

ни-

же коэффициента

на величину гид-

равлических потерь в вентиляторе.

ГОСТ

10616-73

вместо

вводится

коэффициент

\р

—

2Н.

Из рассмотрения таблицы следует,

что по мере уменьшения угла установ-

ки лопатки

у радиальных машин со

143 до 20° происходит уменьшение ко-

эффициента давления Н с 0,89 до

0,37 и возрастание КПД с 68 до 87 %.

Поэтому машины с вперед загнуты-

Таблица 9.1. Характеристика аэродинамических схем

тягодутьевых

машин

на оптимальном режиме

Рекомендуемое

обозначение схемы

Ранее применяв-

шееся обозначение

схемы

ч,

Приведенные

Удельные

"у

Тип ло-

паток

Область

применения'

70-17-143

80-29-143

55-11-40

62-13-40

60-13-40

59-15-45

59-15-30

70-38-20

70-25-20

63-18-46

63-20-52

63-12-46

0,7-37

0,8-37

Радиальные

0,55-40-1

0,62-40

0,60-4011

Ц-59-15,1-45

Ц-59-15,1-30

0,7-160

0,7-16011

Осе

К-42Ф

К-42ФР

К-42Ф-1

Радиальные машины с загнутыми вперед лопатками

1,61

1,33

Радиальные машины с загнутыми назад лопатками

,16

,24

,87

,89

Осевые двухступенчатые машины

0,11

0,14

0,12

0,13

0,115

0,13

0,20

0,52

0,46

0,53

0,45

0.41

0,34

0,37

43,6

55,1

45,0

53,5

54,0

66,0

77,3 1

,74

,47

,68

,53

,58

,40

,17

пр

д,

гд

д, вд, гд

гд

вд

Д,

вд

* Д — дымосос; ВД — дутьевой вентилятор;

Н—машины

для наддува; ГД — дымососы рециркуляции

дымовых газов; л — листовые лопатки; пр — профильные лопатки.

,30

,37

,30

,52

,58

,44

,05

,96

,99

ми

лопатками,имеющими

низкий КПД,

снимаются с производства и заменяют-

ся более экономичными машинами с

лопатками, загнутыми назад, и осе-

выми.

Осевые двухступенчатые машины

имеют коэффициент давления на уров-

не 0,44—0,62 (0,22—0,31 на ступень)

при КПД, приближающемся к ради-

альным машинам с назад загнутыми

лопатками (80—82 %).

На основании коэффициентов дав-

ления и расхода определяются харак-

теристики аэродинамических схем —

удельные быстроходность

и диа-

метр колеса

82-

£0,75

0,5

(9.9)

(9.10)

Из рассмотрения табл. 9.1 следу-

ет, что по мере снижения коэффициен-

та давления и с уменьшением угла

установки лопатки в радиальных ма-

шинах происходит рост удельной бы-

строходности, а также уменьшение

удельного диаметра. Наилучшими по-

казателями обладают осевые машины,

что способствует их применению для

крупных блоков в качестве как дымо-

сосов, так и дутьевых вентиляторов.

Частота вращения п и наружный

диаметр D рабочего колеса вентиля-

тора (дымососа) определяются из сле-

дующих соотношений:

j/ziZ

;

(9.11)

(9.12)

где

— число машин на блок;

—

число всасывающих отверстий в од-

ной машине.

Характеристики газовоздушных

трактов паровых котлов в отношении

частоты вращения

и диаметра коле-

са машины

определяются по вы-

ражениям

^2-'

;

(9.13)

b=Q°'

/tf°

(9.14)

причем перепад полных давлений

приведенный к температуре 20 °С, оп-

ределится по выражению

Я.-

Я.

(9.15)

153

В этих выражениях Q — расход га-

за на паровой котел,

/с;

р — плот-

ность газа, кг/м

; Н — перепад пол-

ных давлений, кгс/м

(1 кгс/м

= 9,8 Па).

Из выражений (9.13) и (9.14) сле-

дует, что характеристики газовоздуш-

ных трактов в отношении частоты вра-

щения

и диаметра машины

зависят от расхода

и давления Н.

Давление Н практически мало за-

висит от мощности блока, в то время

как расход Q находится от нее в пря-

мой зависимости. Таким образом, из

выражений (9.11) и (9.12) следует,

что с ростом мощности блока умень-

шается частота вращения п и увели-

чивается диаметр машины D. Указан-

ная тенденция может привести к то-

му, что для мощных блоков потребу-

ется установка тихоходных тягодутье-

вых машин с громадными размерами

ротора. Изготовление и компоновка

на ТЭС таких машин, а также электро-

двигателей к ним окажутся весьма

сложными.

Для противодействия этой тенден-

ции можно предложить несколько ме-

роприятий. Одним из них является уве-

личение числа машин на блок. Как

видно из выражений (9.11) и (9.12),

при увеличении

возрастает частота

вращения п и уменьшается диаметр

машины D. Однако такой метод нель-

зя признать прогрессивным. При ук-

рупнении основного оборудования —

турбины

и котла - - на блок ставится

большое число неукрупненного вспо-

могательного оборудования, которое

в значительной мере снижает эффект

от увеличения мощности блока.

Число всасывающих отверстий

для осевых машин всегда равно

а для радиальных может быть 1 (од-

ностороннее всасывание) или 2 (дву-

стороннее всасывание).

Таким образом, основным путем

получения приемлемых размеров и

скорости вращения тягодутьевых ма-

шин крупных блоков является исполь-

зование аэродинамических схем ма-

шин с высокой удельной быстроход-

ностью

и малым удельным диа-

метром

154

9.2. ПЕРЕМЕННЫЙ РЕЖИМ

И РЕГУЛИРОВАНИЕ ТЯГОДУТЬЕВЫХ

МАШИН

Тягодутьевые машины ТЭС выбира-

ются на номинальную нагрузку паро-

вого котла, однако большую часть вре-

мени работают при пониженных на-

грузках. Это объясняется запасами

по производительности котла по срав-

нению с потребностью в паре турбины,

нормативными запасами тягодутье-

вых машин по сравнению с расчетны-

ми характеристиками газовоздушно-

го тракта, режимными колебаниями

нагрузки ТЭС и некоторыми другими

факторами. Следовательно, важным с

точки зрения экономии расхода энер-

гии на собственные нужды является

обеспечение эффективного регулирова-

ния производительности и давления

тягодутьевых машин в широком диа-

пазоне. Таким образом, наряду с

КПД машины на оптимальном режи-

ме

т],

приведенном в табл. 9.1, важ-

но иметь высокий эксплуатационный

КПД на частичных нагрузках

=-ф1

(

)

где

т]

— КПД регулирования, кото-

рый является переменной величиной,

зависящей от нагрузки и способа ре-

гулирования тягодутьевой машины,

и определяется соотношением

/N,

(9.17)

где

(Q/Q

)

(9.17а)

Здесь

Л^

исх

— мощность, потребляе-

мая в исходной точке на пересечении

характеристик газовоздушного тракта

и вентилятора при исходном расходе

QHCX'>

Л^ИД

— потребляемая мощность

при некотором пониженном расходе

и идеальном (без потерь) ре-

гулировании; N — действительная по-

требляемая мощность при расходе

и принятом способе регулирования.

Наряду с

г|

можно пользоваться

кривыми сброса мощности, приведен-

ными на рис. 9.3, для различных спо-

собов регулирования

Регулирующие устройства тяго-

дутьевых машин можно подразделить

на четыре вида:

изменяющие характеристику машин.

Сюда относятся поворотные рабочие

лопатки осевых машин. Имеются

и радиальные машины с поворотными

лопатками или закрылками ра-

бочих лопаток, однако конструкция

их довольно сложна;

аэродинамические, воздействую-

щие на воздушный (газовый) поток

вне рабочего колеса вентилятора.

К числу простейших, но малоэконо-

мичных устройств этого типа относят-

ся дроссельные шиберы, устанавли-

ваемые в любой точке газовоздушного

тракта. Наибольшее распространение

получили более экономичные направ-

ляющие аппараты, устанавливаемые

непосредственно перед всасывающим

отверстием вентилятора и закручи-

вающие на частичных нагрузках вхо-

дящий поток;

скоростные, изменяющие частоту

вращения вентилятора за счет пере-

дач с изменяемой частотой вращения

(гидромуфты, электромагнитные муф-

ты) или регулируемой частотой враще-

ния привода (например, турбины);

смешанные, являющиеся комбина-

цией аэродинамических и скоростных

регулирующих устройств. Сюда отно-

сятся двухскоростные электродвига-

тели в комбинации с направляющими

аппаратами или шиберами.

Принципиальным отличием пер-

вых двух способов регулирования яв-

ляется зависимость их эффективности

от типа и аэродинамических схем вен-

тиляторов, в то время как третий спо-

соб регулирования дает одинаковый

эффект для вентиляторов всех типов.

Таким образом, применение регули-

рования с помощью изменения часто-

ты вращения становится необходимым

для тех машин, для которых другие

способы оказываются малоэффектив-

ными.

Рассмотрим вопрос о влиянии аэро-

динамической схемы машины на эф-

фективность регулирования аэроди-

намическими способами. Вначале ос-

тановимся на дроссельной характе-

ристике машин, т. е. на изменении

напора при простейшем шиберном ре-

гулировании.

Примем, что относительные ско-

рости на входе и выходе рабочих ло-

паток

будут изменяться про-

порционально относительной величи-

не расхода

Q/Q

где Q,

—

расход воздуха при частичной и номи-

нальной нагрузке вентилятора. Тогда,

используя формулу (9.3), получим

для

коэффициента давления вентилятора

на частичной нагрузке следующее вы-

ражение:

«2

x/l

—n-jp-

~D?

(9.18)

•\

-s

fll

103

го

4-0

SO SO 70

?/£?

исх

SO SO 70 80

<?/«„„,%

Рис.

9.З. Кривые сброса мощности при регулировании вентиляторов:

-70-17-143;

— 70-38-20; / — дроссельное регулирование; 2 — упрощенный направляющий аппа-

рат; 3

—

осевой направляющий аппарат; 4

—

гидромуфта; 5

—

двухскоростной

двигатель с направ-

ляющим аппаратом;

6—идеальное

регулирование

155

Принимая, что при номинальном

режиме

1и

= О, и используя соот-

ношения (9.4) и

(9.5),

получаем окон-

чательное выражение для коэффициен-

та давления на частичных нагрузках

через коэффициент давления на но-

минальной нагрузке:

(9.19)

Относительное изменение коэффи-

циента давления по сравнению с но-

минальным составит

-¥z-=(l

—

\i)

~Г°*

4-ц.

(9.20)

Из выражения (9.20) следует, что

изменение относительного теоретиче-

ского давления зависит не только от

расхода

(х,

но и от характеристики

аэродинамической схемы машины:

\—р\

(9.21)

Чем меньше R, тем быстрее происхо-

дит падение напора с уменьшением от-

носительного расхода

\а.

Этот критерий

связан с долей давления за счет центро-

бежных сил в общем давлении. Дав-

ление, создаваемое за счет центро-

бежных

сил,

"ц-б

„

•

У/

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

Коэффициент нагрузки

Рис. 9.4. Изменение теоретического КПД

дроссельного регулирования от коэффици-

ента нагрузки:

—

осевые машины; 2 — радиальные машины с

вперед загнутыми лопатками; 3 — радиальные

машины с назад загнутыми лопатками

I56

Тогда доля центробежных сил в об-

щем давлении вентилятора составит

со

•

2Я?

(9.22)

Сравнивая выражения (9.22) и

(9.21), получаем

2(0.

Чем больше доля центробежных сил

в развиваемом напоре, которую мож-

но

изменить,только

изменяя скорость

вращения вентилятора, тем менее эф-

фективно регулирование аэродинами-

ческими методами.

Найдем выражение для КПД дрос-

сельного регулирования при квадра-

тичной характеристике сети, исполь-

зуя выражения (9.20) и (9.17а):

(9.23)

•К+1

Наивысшее значение КПД дрос-

сельного регулирования достигает-

ся для осевых машин, у которых

= 1 и

= 0, т. е. центробежные

силы отсутствуют,

при

этом

r^ji.

(9.24)

Для радиальных машин эффек-

тивность регулирования возрастает с

уменьшением R, т. е. с увеличением

Н"

Z)j.

Таким образом, наихудшими

регулировочными свойствами облада-

ют высокоэкономичные вентиляторы

с сильно загнутыми лопатками, у ко-

торых

Н"

минимально. При прочих

равных условиях хуже регулируют-

ся вентиляторы с малым диаметром

входа

На рис. 9.4 представлена зависи-

мость теоретического КПД дроссель-

ного регулирования вентиляторов трех

типов от коэффициента нагрузки

[х,

рассчитанная по выражению (9.23).

Для радиальных машин

принятоD

= 0,7, для машин с вперед загнутыми

лопатками

Л"

1,5, для машин с

назад загнутыми лопатками Я" =

= 0,5. Коэффициент R при этом со-

ставляет для осевых машин 0, для

радиальных с вперед загнутыми ло-

патками — 0,34, для машин с назад

загнутыми — 1,02.

Для всех тягодутьевых машин КПД

регулирования быстро падает с уве-

личением глубины регулирования.

Резко различается КПД регулирова-

ния при сильном снижении расхода.

КПД регулирования при

\х

= 0,5

составляют для машин осевых, ра-

диальных с вперед и радиальных с

назад загнутыми лопатками соответ-

ственно 0,5; 0,37; 0,25.

При регулировании с помощью

направляющих аппаратов, устанавли-

ваемых непосредственно перед всасом

вентилятора, происходит предва-

рительное закручивание потока в

сторону

вращения

рабочего колеса на

частичных нагрузках и искусствен-

но дополнительно увеличивается

1и

в выражении (9.1). Это позволяет

получить более высокие значения

т|

чем при дроссельном регулировании.

Однако общий характер влияния ко-

эффициента

на КПД регулирования

остается прежним, и наилучшее ре-

гулирование достигается для машин с

минимальным его значением. Эффек-

тивность регулирования зависит так-

же от конструкции направляющего

аппарата.

Наибольшее распространение, осо-

бенно для радиальных машин одно-

стороннего всасывания, получили осе-

вые направляющие аппараты (ОНА),

состоящие из ряда секторов, повора-

чиваемых на различные углы с помо-

щью общего кольца (рис. 9.5, а).

К осевым относятся также аппа-

раты, состоящие только из двух ство-

рок (рис. 9.5, б). Незначительно усту-

пая по эффективности аппарату ОНА,

эти аппараты отличаются простотой

устройства и надежностью работы.

Вследствие этого аппараты получили

применение для дутьевых вентилято-

ров котлов небольшой мощности,

для регулирования мельничных вен-

тиляторов систем

пылеприготовления

и систем вентиляции крупных зда-

ний.

Тангенциальные направляющие ап-

параты имеют различные конструк-

тивные решения и получили примене-

ние на радиальных дымососах дву-

стороннего всасывания.

На рис. 8.6, в показан упрощен-

ный тангенциальный направляющий

аппарат шиберного типа (УНА), уста-

навливаемый в карманах дымососов.

Отличаясь простотой конструкции,

этот аппарат имеет худшие регулиро-

вочные характеристики, вследствие

чего его применения следует избегать.

Хорошие результаты получены для

тангенциальных направляющих аппа-

ратов с цилиндрической поворотной

обечайкой

(ЦНА),

схема которых по-

казана на рис. 9.5, г.

Из рассмотренных кривых на

рис. 9.3 следует, что регулирование с

помощью направляющих аппаратов

для вентиляторов с загнутыми назад

лопатками менее эффективно, чем для

вентиляторов с загнутыми вперед ло-

патками. Лучшие результаты дает ап-

парат ОНА, худшие — упрощенный

аппарат УНА.

В тех случаях, когда регулирова-

ние с помощью направляющих аппа-

ратов не дает должного эффекта, воз-

никает необходимость регулирования

путем изменения частоты вращения.

Это регулирование теоретически

является наилучшим для тягодутье-

вых машин любых типов. С помощью

этого способа может быть достигнуто

почти идеальное регулирование, пока-

занное на рис. 9.3 пунктиром. При

обычной квадратичной характеристи-

ке тягодутьевых трактов (когда со-

противление тракта изменяется прямо

пропорционально квадрату расхода)

потребляемая мощность при таком

методе регулирования изменяется пря-

мо пропорционально кубу расхода.

Однако в действительных условиях

изменение частоты вращения связа-

но с потерями в приводном устройст-

ве или передаче, что снижает его эф-

фективность .

Регулирования частоты вращения

можно достигнуть двумя способами

157

8 2 3

121S

Рис. 9 5. Направляющие аппараты для регулирования тягодутьевых машин-

— осевой аппарат / — обечайка

2—

створка,

3—

обтекатель,

— расчалка,

5—поворотное

коль-

цо, 6 — рукоятка привода, 7

-рычаги,

8 — ролики, 6 — двустворчатый осевой аппарат / — створ-

ки 2 —

обечайка,

3 — рычаг нижней створки, 4 — рычаг верхней створки, 5 — винт, 6 — маховик,

в — упрощенный направляющий аппарат (тангенциальный)

— створки,

— карман,

— колесо,

— цилиндрический аппарат / — карман,

— сужающаяся часть,

— торцевая часть кармана,

4 — поворотная цилиндрическая обечайка, 5 — обтекатель

при установке между двигателем

и вентилятором особой муфты, поз-

воляющей за счет скольжения в по-

следней менять частоту вращения вен-

тилятора;

при установке двигателя, позво-

ляющего менять частоту вращения.

К первому способу относится уста-

новка гидромуфты или электромагнит-

ной муфты, ко второму — установка

паротурбинного привода, электродви-

гателей постоянного тока, электродви-

гателей переменного тока с фазовым

ротором и регулировочным реостатом

др.

158

Как видно из рассмотрения рис.

9.3,

гидромуфта оказывается значительно

экономичнее, чем шиберное регулиро-

вание и регулирование упрощенным

аппаратом При радиальных вен-

тиляторах с лопатками, загнутыми

назад, гидромуфта оказывается эффек-

тивнее ОНА уже при нагрузке менее

85 %. Для радиальных вентиляторов

с лопатками, загнутыми вперед, при

нагрузках более 75 % эффективнее

ОНА, а при нагрузках менее 75 % —

гидромуфта.

Таким образом, в области нагру-

зок более 0,8 почти всегда ОНА рав-

ноценен или даже более экономичен,

чем гидромуфта. Из этого следует, что

применение эффективных направляю-

щих аппаратов, например, типа ОНА,

для регулирования радиальных вен-

тиляторов оправдывает себя при ма-

лой глубине регулирования и особен-

но при вентиляторах с лопатками, за-

гнутыми вперед.

К настоящему времени практиче-

ское применение на ТЭС получили

двигатели со ступенчатым изменением

частоты вращения, относящиеся к чет-

вертому способу регулирования —

смешанному: в пределах одной ступени

регулирование осуществляется одним

из аэродинамических способов, а при

переходе с одной ступени на другую —

электрическим.

Электродвигатель с двумя ступе-

нями частоты вращения позволяет при

определенных условиях получить

значительный экономический эффект,

хотя сам ступенчатый принцип регу-

лирования имеет некоторые неудобст-

ва. Двухскоростные электродвигатели

имеют на исходном режиме КПД

примерно на 3 % меньший, чем одно-

скоростные.

Экономичное регулирование ско-

рости вращения достигается при ис-

пользовании в качестве приводного

двигателя паровой турбины. Турбо-

привэд получил применение для ра-

диальных дутьевых вентиляторов (воз-

духодувок)

энергоблоков

единичной

мощностью 800 и 1200 МВт с котлами

под наддувом.

9.3. НАДЕЖНОСТЬ РАБОТЫ

И АКУСТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ

ТЯГОДУТЬЕВЫХ МАШИН

Создание блоков большой мощно-

сти потребовало особого внимания к

вопросам их надежности. Надежность

парового котла должна обеспечивать

непрерывную его работу без снижения

экономичности (моторесурс) 4000 ч.

Вспомогательное оборудование должно

иметь большую надежность. Если для

дутьевых вентиляторов вопрос обеспе-

чения высокой надежности не представ-

ляет каких-либо трудностей, то ды-

мососы относятся к числу наименее

надежных элементов газовоздушного

тракта, так как они работают на аген-

те повышенной температуры, содер-

жащем влагу и агрессивные газы

(SO

Однако главную опасность для

дымососов представляют

золовые

ча-

стицы (при работе парового котла на

твердом топливе), движущиеся с

большими скоростями. Наиболь-

ший износ имеет место у осевых

дымососов при высоких окружных

скоростях (более 100 м/с) в верхней

части рабочих лопаток. Наиболее эф-

фективным решением в этой части яв-

ляется применение глубокой очистки

газов от золы, чтобы концентрация зо-

лы не превышала 0,5 г/м

Износ приводит к недопустимому

снижению прочности деталей, ухуд-

шает аэродинамические показатели тя-

годутьевых машин и создает неурав-

новешенность ротора. При неблаго-

приятных условиях эксплуатации ра-

бочие колеса приходится заменять че-

рез 700—1500 ч работы.

Абразивные частицы, проходя че-

рез рабочее колесо радиальной маши-

ны, отклоняются к основному диску.

Вследствие этого износ возрастает по

направлению от входной кромки ло-

патки к выходной, изнашивается так-

же диск в месте примыкания к нему

лопаток и спиральный лист улитки

кожуха (рис. 9.6, а).

Износ лопаток осевых дымососов

начинается с торца

входаой

крсшщ,

которая постепенно заостряется. За-

тем повреждается поверхность лопа-

ток со стороны входной кромки. При

недостаточной очистке газов от золы

производительность дымососов быстро

снижается из-за износа лопаток. При-

мер такого износа представлен на

рис. 9.6, б, в применительно к работе

на дымовых газах экибастузских

углей, зола которых отличается высо-

кой абразивностью.

При использовании

высокоэконо-

мичных аэродинамических схем ради-

альных машин с сильно загнутыми на-

зад лопатками имеет место отложе-

ние золы на тыльной стороне лопаток.

Так, на тыльной стороне лопаток ды-

мососов по схеме 70-25-20, установлен-

ных за паровыми котлами, работаю-

159