Full resolution (JPEG) - On this page / på denna sida - Häfte 20. 18 maj 1929 - Nyare anordningar för ångekonomiens förbättring vid värme- och kraftanläggningar, av Frithiof H. Stenhagen
<< prev. page << föreg. sida << >> nästa sida >> next page >>
Below is the raw OCR text
from the above scanned image.
Do you see an error? Proofread the page now!
Här nedan syns maskintolkade texten från faksimilbilden ovan.
Ser du något fel? Korrekturläs sidan nu!
This page has never been proofread. / Denna sida har aldrig korrekturlästs.
15 juni 1929
TEKNISK TIDSKRIFT
295
p„ och sammansättes av vikterna av färskångan och
den intagna avloppsångan.
Genom att anordna turbin- och
kompressorskov-larna å en gemensam axel i samma kåpa ernås en
utomordentligt enkel konstruktion. I fig. 1,
ävenledes hämtad ur ovannämnda uppsats av dr Oetken,
visas en dylik turbokompressor från firman Kühnle,
Kopp & Kausch, Frankenthal (Pfalz).
Verkningsgraden uttryckes på följande sätt:
där (tx = kg färskånga
G 2 = kg lågtrycksånga
«! = värmeinnehållet pr kg färskånga
h — „ ,, ,, lågtrycksånga
i3 = „ „ „ omformad medel-
trycksånga.
+ G2 är sålunda den levererade ångmängden
av trycket p2 och spec. värmeinnehållet i3.
I de fall då omformade ångan blir överhettad skall
enligt Oetken i3 omräknas på mättningstillståndet.
Detta kan möjligen gälla för avdunstningsapparater
och övriga fall där man endast räknar med
temperaturfallet mellan kondenserande ånga och kokande
vätska. I de fall då överhettningen är nyttig, t. e.
för långa ledningar där värmeförlusterna kunna
hållas låga tack vare den sämre värmeledningsförmågan
hos en överhettad ånga, bör givetvis iä upptagas till
sitt verkliga belopp.
Följande exempel anföres av Oetken. Färskånga
9 ata (mättad), 374 kg/tim., lågtrycksånga 0,231 ata
63°C, 1 360 kg/tim., omformad ånga 0,304 ata, 69°C,
1 734 kg/tim.
Insättas de tillhörande värdena i ovanstående
formel fås en verkningsgrad av 30,3 %.
Vid uträkning av verkningsgrader enligt denna
formel måste den största noggrannhet iakttagas med
avseende på värmevärdena på grund av de små
skillnader som i regel fås i bråkets täljare. Om man
insätter på vanligt sätt interpolerade värden ur
ång-tabell fås ofta en avvikelse i det numeriska värdet ä
verkningsgraden på flere enheter. För dessa
beräkningar böra därför helst specialkurvor i så stor skala
uppritas, att spec. värmeinnehållet kan med säkerhet
avläsas på 0,1 Cal när. De av undertecknad i det
följande gjorda beräkningarna äro utförda medelst
vanliga interpolationsvärden varför fel på ett par
procent förekomma. För överslagsberäkningar torde
detta dock i de flesta fall vara tillräckligt noggrant.
Genom enbart strypning av färskånga kan aldrig
ernås så gott resultat som med användning av
kompression, ej ens om den genom strypning erhållna
överhettade ångan genom införande av vatten (s. k.
kylning) överföres till mättad.
Vilket resultat som härvid kunde vinnas i det ovan
citerade fallet har jag i det följande sökt beräkna.
Antag som ovan 374 kg färskånga av 9 ata som
strypes till 0,304 ata. Enligt Molliers JS-diagram
erhålles då en överhettad ånga av c:a 147°C. För
dennas överförande till mättad ånga av 0,304 ata
in-sprutas kondensat av 63° C. Då värmemängderna
förbliva desamma erhålles om samma beteckningar
som i Oetkens formel användas:
Gi («’i — h) = G2 (i3 — i2);
där sålunda Gt = kg färskånga
G2 — kg insprutat vatten
= spec. värmeinnehållet i färskångan
12 = „ ,, [-(vätskevärmet)-] {+(vätskevär-
met)+} i insprutningsvattnet.
13 = spec. värmeinnehållet i’ erhållen
medeltrycksånga
Gi + G2 — kg erhållen medeltrycksånga
Fig. 1. Ångtrycksomformare (turbokompressor).
Insättas i formeln värdena ur ovanstående exempel
fås alltså, enär värmeutbytet vid "kylningen" sker
vid konstant tryck:
- 374 (663,4 — 626,4) = G2 (626,4 — 63)
och G2 — 24,6 kg.
dvs. totala erhållna ångmängden mättad ånga av 0,304
ata i detta fall icke fullt 400 kg emot 1 734 kg vid
användning av ångtrycksomformare (värmepump).
Denna beräkning grundar sig på antagandet att
inga värmeförluster ägt rum till omgivningen, och
att den strömmande ångans kinetiska energi är
oförändrad före och efter strypningen, vilket är
approximativt korrekt för alla praktiska fall.1 Om hänsyn
tages till värmeförlusterna blir givetvis jämförelsen
ännu mera till värmepumpens fördel.
För vissa anläggningar ter sig turbokompressorn
alltför dyrbar i anläggningskostnad och kan även av
andra skäl vara mindre lämplig. Där kemisk eller
mekanisk frätning kan befaras genom medryckta
stänk, sura gaser etc., vilka hastigt nedsätta
turbin-skovlarnas verkningsgrad i kompressorn, kan med
fördel istället den stillastående kompressorn av
in-jektortyp i många fall användas.
Arbetssättet hos en dylik injektor är följande.
Färskånga med högre tryck p1 får expandera i ett
munstycke varvid en del av trycket på samma sätt
som vid en ångturbin omsättes i kinetisk energi.
Härigenom insuges en viss mängd avlopps (lågtrycks)
ånga av trycket p... I en efterföljande diffusör blir
ångblandningen med tillhjälp av rörelseenergien
komprimerad till mellantrycket p.Å. Mekanismen vid
omsättningen är sålunda i verkligheten densamma för
rörliga och stillastående ångtrycksomformare av
värmepumpstyp nämligen värmeenergi—arbetsenergi
—värmeenergi. Resulterande verkningsgrad sam-
1 Jfr t. e. R. Vater: Thermodynamik, 3 Aufl., 1923, sid. 122. *
–
<< prev. page << föreg. sida << >> nästa sida >> next page >>
