Внутренний относительный цикла

Внутренний относительный к. п. д. цикла определяем по формуле [c.317]

Другая возможность для увеличения эффективного к. п. д. заключается в повышении внутреннего относительного к. п. д. двигателя ] . Но внутренний относительный к. п. д. зависит от степени необратимости составляющих цикла процессов это ясно из того, что, как было показано ранее. [c.526]

В учебных лабораториях невозможно провести натурное исследование циклов паротурбинных установок — циклов тепловых (ТЭС) и атомных (АЭС) электростанций. Физическое моделирование работы ТЭС и АЭС в учебной лаборатории также невозможно, так как не удается создать маленькую турбину для лабораторий, у которой внутренний относительный КПД был бы таким же как у реальных турбин. Поэтому единственным реальным методом исследования циклов ТЭС и АЭС является метод математического моделирования. Кроме того, необходимо помнить, что при математическом моделировании резко расширяется число регулируемых параметров и диапазон их изменений. Например, в натурном эксперименте невозможно исследовать влияние типа турбины или размеров котельного агрегата на параметры установки, математическая модель позволяет это сделать в натурном эксперименте нельзя создавать аварийные ситуации (слишком высокая температура пара перед турбиной или очень большая конечная влажность пара), математическая же модель позволяет просчитать любой (даже не реальный) режим работы.. [c.241]

Следует построить графики зависимости Л т, пту пту. Т1г. Л и Хад от XI. Изобразить в Т, -диаграмме два цикла ПТУ на насыщенном паре при Х1 = 1 и Х1< 1, а в /г, -диаграмме— процессы расширения пара в турбине. Объяснить полученные результаты, используя понятия средних температур подвода и отвода теплоты, а также зависимости внутреннего относительного КПД турбины от степени сухости (10.46). [c.271]

Примем в качестве регулируемых параметров цикла рассматриваемой ПТУ следующие величины давление и температуру пара перед турбиной (рь /1), давление в конденсаторе р2, паропроизводительность котла (расход пара) О, температуру питательной воды п.в, число регенеративных подогревателей п, внутренние относительные КПД турбины и насоса П 01. Под величиной будем [c.294]

Как видно из рис. 1.70, понижение конечного давления р2 (при неизменных pi и Ti) повышает термический к. п. д. цикла Ренкина, поскольку в области влажных паров это сопровождается понижением температуры Т2, а следовательно, расширяется температурный интервал цикла. Из этого же рисунка видно, что понижение р2 увеличивает степень заполнения площади цикла Карно площадью цикла Ренкина, вследствие чего относительный термический к. п. д. цикла Ренкина увеличивается. Однако с понижением рг расширение пара в турбине спускается в область влажных паров, следовательно, необратимость этого процесса возрастает, и поэтому внутренний относительный к. п. д. цикла Ренкина уменьшается. Из этого анализа следует, что одновременное повышение начальных параметров пара и понижение его конечного давления повышает степень термодинамического совершенства цикла Ренкина. Обычно давление пара в конденсаторе pi = 0,003...0,005 МПа. [c.95]

Эффективность цикла определяется двумя факторами во-первых, тем, в какой степени теплота способна превращаться в работу в данных температурных условиях, что определяется термическим к. п. д. обратимого цикла, и, во-вторых, размером необратимых потерь в цикле, учитываемых так называемым внутренним относительным к. п. д. цикла. [c.227]

Внутренним относительным к. п. д. называют отношение действительной работы цикла (необратимого) к работе обратимого цикла [c.228]

Произведение термического и внутреннего относительного к. п. д. цикла равно внутреннему абсолютному к. п. д. цикла [c.228]

В отечественной литературе для анализа эффективности циклов используются кроме термического и внутреннего относительного КПД понятия внутреннего (внутреннего абсолютного) КПД и эффективного КПД. Внутренний абсолютный КПД определяется. как КПД реального необратимого цикла и равен произведению термического КПД на внутренний относительный. Эффективный КПД характеризует эффективность теплосиловой установки Б целом и равен работе, отданной установкой внешнему потребителю, отнесенной к количеству теплоты, подведенной к установке. (Примеч. ред.) [c.57]

Ла.о — внутренний относительный к. п. д. цикла второй ступени [c.33]

Из приведенных данных об изменениях термического к. п. д. и внутреннего относительного к. п. д. следует, что абсолютный внутренний к. п. д. Г . действительного цикла, при постоянном начальном давлении пара, с повышением начальной температуры воз- [c.83]

Коэффициент полезного действия цикла составлял 33% и к. п. д. станции 10% (при конденсационном режиме). По проекту к. п. д. цикла с начальным давлением ртутного пара 10 ата повышается до 55% и к. п. д. станции до 34%, что дает уменьшение удельного расхода топлива в три раза. Внутренний относительный к. п. д. ртутно-паровой турбины мощностью 4 ООО кет был принят в проекте рав- [c.532]

Теплоемкость ртутного пара, как и теплоемкость жидкой ртути, относительно невелика по сравнению с теплоемкостью водяного пара. Так при давлении 10 Па теплоемкость ртутного пара составляет всего 0,1 Дж/(кг-К) против 2,1 Дж/(кг-К) у водяного пара. Вследствие малой теплоемкости ртутного пара он быстрее переходит из перегретого состояния в насыщенное в процессе расширения. Поэтому применение перегрева в цикле на ртутном паре малоэффективно и может быть оправдано лишь в турбинных установках очень малой мощности для повышения внутреннего относительного к. п. д. турбины. [c.23]

Реализовать эти циклы с таким конечным давлением пара при высоких начальных температурах не представляется возможным, так как влажность пара на выходе из турбины будет в несколько раз превышать допустимую. Если в турбинах водяного пара по условиям эрозии и величины внутреннего относительного к. п. д. конечная влажность пара допускается не свыше 12—13%, то ртутнопаровые турбины в течение ряда лет эксплуа- [c.23]

На рис. 9 поданным работы [26] приведена зависимость к. п. д. цикла на углекислоте с однократным промежуточным охлаждением от среднелогарифмического температурного напора регенератора и давления перед компрессором низкого давления при следующих исходных данных температура газа перед турбиной 700° С температура газа перед компрессором 20° С внутренний относительный к. п. д. турбины 0,9 адиабатический к. п. д. компрессоров 85,5% суммарная относительная потеря давления в цикле 9% степень понижения давления в турбине 3,6. [c.28]

Расчеты выполнены при следующ,их условиях суммарная относительная потеря давления в цикле 14% внутренний относительный к. п. д. турбины 0,88 к. п. д. компрессора 0,85 к. п. д. насоса 0,80 минимальный температурный напор в регенераторе 20° С. [c.31]

Величина носит название внутреннего относительного к. п. д. цикла. Она показывает, насколько действительный цикл менее совершенен, чем обратимый цикл (т. е, какую долю составляет внутренний к. п. д. действительного цикла) . [c.301]

Помимо необратимых потерь, имеющих место в процессах, осуществляемых собственно рабочим телом в цикле (эти потери учитываются внутренним относительным к. п. д. цикла >] ,.), работа реальной теплосиловой установки сопряжена с рядом потерь, обусловленных необратимостью тепловых, механических и электрических процессов в отдельных элементах всей теплосиловой установки. К ним относятся потери на трение в подшипниках турбины или при движении поршня в цилиндре, потери тепла в паропроводах, электрические потери в электрогенераторе и т. д. G учетом этого эффективность теплосиловой установки в целом характеризуется величиной так называемого эффективного к. п. д. представляющего собой отношение величины работы, отданной теплосиловой установкой внешнему потребителю, к количеству тепла, подведенного к установке (вследствие неизбежных потерь тепла обычно только часть этого тепла воспринимается рабочим телом). [c.301]

Поэтому для перехода от идеальных термодинамических циклов, исследованных выше, к реальным циклам необходимо вводить внутренний относительный к. п. д. двигателя, величина которого определяется экспериментально при испытании последнего. [c.330]

Мы установили также, что при одной и той же величине температуры перегрева пара применение более высокого давления увеличивает коэффициент заполнения цикла и, следовательно, термический к. п. д. цикла, по одновременно уменьшает степень сухости пара на выходе из турбины и внутренний относительный к. п. д. турбины. [c.387]

Приняв конечное давление ртутного пара равным 0,10 ата, определим величину к, п. д. цикла Ранкина для ртутного пара при начальном давлении от 5 до 50 ата. Результаты этих расчетов сведены в табл. 5. При вычислении конечной влажности ртутного пара внутренний относительный к. п. д. ртутнопаровой турбины принят равным 78 /о. [c.22]

Кривые КПД цикла т] дают только первое приближение при определении оптимального значения начального давления пара ро, при постоянной начальной температуре to. Следующим шагом должен быть учет энергетических потерь турбины, что достигается посредством введения внутреннего относительного КПД турбины Цо1. С учетом этой величины внутренний абсолютный КПД турбоустановки [c.37]

Эффективность промежуточного перегрева пара в действительном цикле проявляется в большей мере, чем в теоретическом. Это объясняется благоприятным действием промежуточного перегрева пара на внутренний относительный КПД ступеней турбины после промежуточного перегрева. КПД этих ступеней т)"ог возрастает в связи с повышением температуры пара, работающего в этих ступенях, и снижением влажности пара в последних ступенях турбины до 8—Ю7о. [c.40]

Пример 18-4. Определить термический к. п. д. идеального цикла ГТУ, [)аботающей с иодиодом теплоты п Л1 р onst, а также тер-МИЧССКП11 к. п. д. действительного цикла, т. е. с учетом необратимости процессов расширения и сжатия в турбине и компрессоре, если внутренние относительные к. п. д. турбины и компрессора равны 1]турб == 0,88 и tIkom = 0,85, Для этой установки известно, что Л =-= 20° С, степень повышения давления в компрессоре Р =6 температура газов перед соплами турбины ts = 900° С. Рабочее тело обладает свойствами воздуха, теплоемкость его постоянна, показатель адиабаты принять равным /г -= 1,41. [c.295]

Пример 19-4. Определить внутренний относительный и эффективный к. п. д. паротурбинной установкн и состояние пара за турбиной, если начальные параметры pi = 160 бар и h = 550° С, давление в конденсаторе = 0,05 бар внутренние относительные к. п. д. турбины и питательного насоса соответственно равны rioT = 0,88 т)он = 0,9 к. п. д. котельной Г1к = 0,85. Паротурбинная установка работает по циклу, изображенному на рис. 19-20. [c.317]

Для окончательного суждения о преимуществах того или иного цикла кроме термического к. п. д. необходимо учитывать технические и техникоэкономические характеристики, соответствующие реальной газотурбинной установке. В частности, усложнение газотурбинной установки, в которой топливо сгорает при V = onst, из-за наличия системы распределения и связанного с дополнительными потерями в клапанах уменьшения внутреннего относительного к. п. д. турбины явилось причиной того, что на практике в основном применяют газотурбинные установки со сгоранием топлива при р = onst. [c.565]

Подвод теплоты осуществляется на изобаре р — линия 5—4—6—1 (рис. 11.5), причем на участке 5—4 вода нагревается до температуры насыщения, на участке 4—6 происходит процесс парообразования и на участке 6—1 — процесс перегрева пара. Хотя процесс расширения пара осуществляется до того же давления р2, что и при рассмотрении циклов Карно и Ренкина насыщенного пара, точка 2 при расширении перегретого пара расположена блид<е к пограничной линии х = 1, чем в случае расширения до давления насыщенного пара. Это значит, что в конце процесса расширения перегретый пар имеет большую сухость, или, что то же, содержит меньше влаги при прохождении через проточную часть паровой турбины. В результате сокращаются необратимые потери на трение в процессе расширения пара, повышается внутренний относительный к. п. д. турбины. Цикл Ренкина на перегретом паре является основным циклом современных теплоэнергетических установок. [c.166]

В цикле ГТУ с подводом теплоты при р — onst и двухступенчатым сжатием воздуха без регенерации (рис. 11.10, а, б) известны значения параметров == 0,1 МПа = 3 = 17 X = 0,9 МПа и теоретический теплоперепад в турбине — 500 кДж/кг. Определить удельный эффективный расход топлива в установке, если теплотворная способность топлива Qp 40 ООО кДж/кг, массовый расход воздуха М 12 000 кг/ч, к. п. д. камеры сгорания Т1,,. с = 0,95, внутренний относительный к. п. д [c.135]

При заданном значении температуры Т, для цикла с подводом теплоты при V = onst существует оптимальный цикл, характеризующийся наибольшим значением эффективного КПД при данных значениях внутренних относительных КПД турбины и компрессора. [c.534]

При работе с математической моделью ПТУ на насыщенном паре необходимо представлять уровень значений регулируемых параметров этого цикла, реализуемого в схемах АЭС [55, 56]. Начальное давление р1 6-1-7 МПа, л 1 1 давление в конденсаторе рк зависит от ряда причин и колеблется от 3 до 7 кПа. Внутренний относительный КПД турбины г)о( " =0,8-1-0,9 насоса т1ог"=0,7- -0,85. [c.269]

Реальный адиабатный процесс истечения в сопловом аппарате турбины протекает с возрастанием энтропии, вследствие чего действительное теплопадение Дйд < Ah (рис. 1.67), а следовательно, термический к. п. д. цикла при необратимом процессе в турбине rijj = AhJ hi — Л 2) будет меньше, чем при обратимом т] = A/i/( i - h 2). Отношение г р к Tip называют внутренним относительным к. п. д. цикла и обозначают его так [c.94]

На рис. 7 по данным работы [118] показана зависимость к. п. д. ГТУЗЦ мощностью 50 МВт с двумя промежуточными охладителями от температуры газа перед турбиной и степени понижения давления при условиях внутренний относительный к. п. д. турбины = 0,89 адиабатический к. п. д. компрессоров г] = = 0,85 механический к. п. д. = 0,98 к. п. д. электрогенератора Пг = 0.97 температурный напор в регенераторе Atp = = 25° С суммарная относительная потеря давления в цикле 8% температура газа перед компрессорами 20° С. Как видно из [c.27]

Турбоустановка К-800-240-2 состоит из ЦВД, ЦСД и трех ЦНД. При подстройке фреонового контура без регенерации исключаются все три ЦНД. Давление водяного пара, подаваемого на ФПГ, позволяет варьировать в значительном диапазоне параметрами фреонового цикла для получения оптимального варианта. Расчеты показали, что во всем диапазоне параметров фреонового цикла тепловая экономичность водо-фреоновой установки ниже экономичности базовой установки водяного пара. Это объясняется высокими величинами внутренних относительных к. п. д. цилиндров турбоустановки, работающих на закритических параметрах пара. Эффект регенерации во фреоновом цикле достигает лишь 3,5% против 6—7% в установках с турбинами "насыщенного пара. [c.93]

Тем не менее с учетом условий работы теплосилового оборудования практическое осуществление этого цикла нецелесообразно, так как при работе на влажном паре, который представляет собой поток сухого насыщенного пара со взвешенными в нем капельками воды, условия работы проточных частей турбин и компрессоров оказываются тяжелыми, течение оказывается газодинамически несовершенным и внутренний относительный к. п. д. этих машин т д. снижается. [c.358]

Из рис. 11-6 видно, что в случае цикла с перегревом процесс расширения пара в турбине 1-2, осуществляемый до того же, что и раньше, давления р , заканчивается внутри двухфазной области в районе более высоких степеней оухости, чем для цикла, изображенного на рис. 11-4. Благодаря этому условия работы проточной части турбины оказываются более легкими и, следовательно, повышаются внутренний относительный к. п. д. турбины [c.361]

У читателя может возникнуть недоумение ранее отмечалось, что в случае использования водяного пара в качестве рабочего тела цикл Ренкина без перегрева, как правило, не применяется по той причине, что при этом пар в конце процесса расширения в турбине имеет высокую влажность, что резко снижает величину внутреннего относительного к. п. д. турбины. Почему же ртутный цикл без перегрева пара может применяться без каких-либо оговорок Дело в том, что у ртути правая пограничная кривая в-Г, -диаграмме идет значительно круче, чем у воды. Благодаря этому состояние пара на выходе из ртутной турбины оказывается расположенным в области влажного пара вблизи правой ногра-ничной крявой, т. е. в зоне высоких значений степени сухости . [c.397]

Таким образом, применение промежуточного перегрева острым или отборным паром для снижения влажности пара в проточной части турбины менее эффективно с точки зрения экономичности термодинамического цикла, чем использование промежуточной сепарации влаги в вынесенных сепараторах или применение влагоудаляющих устройств в ступенях турбины. Применение промежуточного перегрева может быть оправдано только необходимостью обеспечения допустимого по условиям длительной надежности работы лопаточного аппарата значения конечной влажности пара в последних ступенях турбины или существенным повышением внутреннего относительного к.п.д. турбоустановки из-за снижения влажности пара в ступенях. Учет последнего обстоятельства достаточно сложен, так как пока нет надежных методов определения действительной влажности пара в ступени, методов расчета количества удаленной влагоулавливающими устройствами влаги, а также величины потерь от влажности. [c.85]

В реальных регенеративных циклах с конечным числом отборов термодинамически наивыгоднейшая температура вторичного перегрева зависит, кроме параметров исходного цикла и конечной температуры вторичного перегрева, еще и от большого количества других факторов величины механических потерь в проточной части турбины, характера влияния влажности на внутренний относительный к. п. д., падения давления пара в тракте промежуточного перегрева и др. Весьма существенным является то обстоятельство, что отбор пара на вторичный перегрев соьмещается обычно с одним из регенеративных отборов. Температура пара, отбираемого на вторичный, перегрев, определяет (при данном режиме работы турбины) его давление. Последнее в свою очередь определяет температуру насыщения в совмещаемом отборе, т. е. органически связывает параметры схемы промежуточного перегрева и регенеративной схемы. [c.28]

Заслуживает внимания тот факт, что ртутно-водяной цикл позволяет получить высокий экономический к. п. д. и в паротурбинных установках малой мощности, тогда как применение высокого начального давления пара в паротурбинных установках малой мощности не дает повышения экономического к. п. д. вследствие снижения внутреннего относительного к. п. д. при малых размерах проточной части (isepsbie ступени) турбины. Особенно сильно снижается относительный к. п. д. турбины при мощностях 3000—4000 кет и ниже. [c.9]

Одной из предпосылок Гафферта является также предположение о независимости оптимального противодавления ртутной турбины от внутреннего относительного к. п. д. турбины водяного пара и от числа отборов в ней для регенеративного подогрева воды. С этим предположением нельзя согласиться. В самом деле, выше уже показано, что термический относительный к. п. д. ртутной ступени цикла всегда больше термического относительного к. п. д. водяной ступени. Если для испарения 1 кг воды требуется т кг отработанного ртутного пара, то общий внутренний теплоперепад на 1 кг водяного пара ц т кг ртутного пара будет равен [c.29]

Из сказанного становится ясным, что оптимальная температурная граница между ртутной и водяной ступенями бинарного цикла, вопреки предположению Гафферта, зависит как от величины внутреннего относительного к п. д. турбины водяного пара, 1ак и or числа отборов в ней на регенерацию. [c.30]

К. п. д. цикла составляет 33% и экономический к. п. д.— 10% (по конденсационному режиму). По проекту к. п. д. цикла с начальным давлением ртутного пара 10 а/яа должен повыситься до 557о и экономический к. п. д. — до 340/0, что дает уменьшение удельного расхода топлива в три раза. В расчетах принят низкий внутренний относительный к. п. д. ртутнопаровой турбины (70 /о) . Внутренний относительный к. п, д. пароводяной турбины—78о/о. При более совершенных агрегатах экономический к. п. д. установки мог бы достичь 36 — 38% и выше. [c.234]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...