У удельный расход теплоты турбиной

Удельный расход теплоты этой турбины при максимальной мощности был около 8500 кДж/(кВт>ч) [ 2030 ккал/(кВт ч)], что на 11% ниже, чем турбиной К-ЮО-90-2 ЛМЗ для параметров пара 8,8 МПа и 723 К. В этой экономии значительная роль принадлежала промежуточному перегреву пара, за счет которого удельный расход теплоты турбиной снижался приблизительно на4%. [c.66]

Это была первая двухцилиндровая турбина с промежуточным перегревом пара. Общее число ступеней 27 (в ЦВД-15 и ЦНД-2Х6). Отвод пара для промежуточного перегрева — перед разделительной диафрагмой в ЦВД при давлении 2,9 МПа. В этой турбине впервые применен сварной РНД. Последняя ступень имеет диаметр 2125 мм и длину лопатки 780 мм (5 5,2м ). Новое в этой ступени — хвостовое крепление елочного типа с осевой заводкой рабочих лопаток. Удельный расход теплоты турбиной несколько выше, чем К-200-130, что естественно, так как ставилась задача облегчения и удешевления турбины. С целью повышения к. п. д. проводилась модернизация ЦНД этой турбины [9]. [c.67]

На этой основе УТМЗ [2] выполнил эскизный проект трехцилиндровой турбины ТК-275/300-240 для начальных параметров пара ро = 23,5 МПа и to = 838 К. В этой турбине потоком теплового потребления вырабатывается 125 МВт и конденсационным потоком 150 МВт. Максимальная электрическая мощность на конденсационном режиме — 300 МВт. Из-за особенностей турбин с отборами пара (потери от дросселирования в регулировочных ступенях, повышенные выходные потери и пр.) удельный расход теплоты турбиной типа ТК на номинальном конденсационном режиме приблизительно на 3,5% больше, чем турбиной К-300-240. Время работы турбины при номинальной мощности принималось 1500—3500 ч. Коэффициент теплофикации был принят равным 0,5 во время работы с номинальной тепловой нагрузкой и большим при частичной тепловой нагрузке. [c.109]

При оценке удельного расхода теплоты турбины К-800-240-3 необходимо иметь в виду, что тепловые испытания проводились на первых серийных агрегатах после окончания гарантийного (по экономичности) срока и после большого числа пусков и остановов [68,72]. [c.82]

Удельный расход теплоты турбины К-800-240-2 после частичной реконструкции, приведенный к гарантийным условиям, равнялся на нагрузке 800 МВт - 7815 кДж/(кВт-ч) (см. табл. 4.2). Проведенные испытания показали, что КПД ЦВД примерно на % выше у турбины К-800-240-3, чем у турбины К-800-240-2, КПД ЦСД (с учетом уже проведенной модернизации) выше на 0,6%, а система регенерации на 82 [c.82]

Для КЭС в (6.90) подставляется удельный расход теплоты турбинами КЭС, а для ТЭЦ с конденсационной выработкой электроэнергии — соответствующий удельный расход теплоты на конденсационную выработку электроэнергии. [c.429]

Определить уменьшение влажности пара на выходе его из турбины вследствие введения вторичного перегрева, удельные расходы теплоты при вторичном перегреве и без него н достигнутую экономию теплоты. [c.249]

Задача 4.23. Определить удельный расход теплоты и удельный эффективный расход топлива ГТУ с регенерацией теплоты, если степень повышения давления в компрессоре А = 3,16, температура всасываемого в компрессор воздуха — температура газа на выходе из камеры сгорания г, = 704°G, температура воздуха перед регенератором / = 164°С, температура воздуха после регенератора /в=374°С, температура газов перед регенератором /г= 464°С, относительный внутренний кпд турбины >/о,—0,87, внутренний кпд компрессора f/i = 0,85, кпд камеры сгорания /i = 0,97, механический кпд JJ7 =0,89, показатель адиабаты 1,4 и низшая теплота сгорания топлива Ql = A 600 кДж/кг. [c.159]

Для оценки эффективности работы многоступенчатых паровых турбин кроме к. п. д. используются еще две характеристики, а именно удельный расход пара на выработку 1 кВт = m/Nj (кг/кВт) и удельный расход теплоты = Q/N-, (кДж/кВт), где = NJr, и т], - к. п. д. электрогенератора. [c.304]

Тепловая экономичность электростанций ГРЭС, АЭС с конденсационными турбинами характеризуется КПД станции и удельным расходом теплоты на единицу произведенной электроэнергии. Часто применяется также удельный расход условного топлива. Баланс энергии электростанции можно представить в виде [c.354]

Согласно испытаниям ЛМЗ [3], к. п. д. Ступени Кертиса на расчетном режиме был около 67%, что приблизительно на 10% ниже, чем к. п. д. ступеней давления того времени, которые она заменяла (впоследствии усовершенствованием уплотнений по бандажу и применением новых профилей МЭИ к. п. д. колес Кертиса на ЛМЗ был увеличен до 77%, но и к. п. д. одновенечных ступеней к тому времени тоже возрос). При повышенных же начальных параметрах пара потери энергии в колесе Кертиса меньше сказывались на удельном расходе теплоты вследствие возврата теплоты. Применение ступени Кертиса уменьшало диаметры вала и, следовательно, снижало утечки пара через уплотнения, а также улучшило работу турбины на частичных нагрузках. В итоге получалось небольшое уменьшение к. п. д. турбины, но ему противопоставлялось значительное снижение трудоемкости изготовления одноцилиндровых турбин по сравнению с двухцилиндровыми, что было одной из главных производственных задач того времени. Мощность колеса Кертиса турбины 50 МВт на расчетном режиме была 8000 кВт. [c.19]

Два первых паровпускных клапана поднимались одновременно, т. е. в области малых нагрузок регулирование было дроссельным, что несколько повышало удельный расход теплоты в этой области. Зато заметно улучшались условия прогрева ЧВД (симметричный подвод пара) и уменьшались напряжения в лопатках колеса Кертиса при малых расходах пара. Сопловое регулирование осуществлялось открытием 3-го клапана, при полном подъеме которого и нормальных параметрах пара в турбине К-50-90 вырабатывалась мощность 55 МВт. Четвертый клапан добавлял лишь небольшое количество пара для достижения мощности до 57,5 МВт, а дальнейшее его открытие предусматривалось на случай отклонения параметров пара от расчетных. [c.19]

Следует особо отметить, что быстроходность турбин позволила провести впоследствии их модернизацию со значительным повышением начальной температуры пара. Так, через десять лет после выпуска головной турбины этой серии ЛМЗ стал строить турбины К-50-90-3 и К-100-90-6 для начальной температуры 808 К, переконструировав ЧВД и сохранив ЧР Д, что дало возможность снизить удельный расход теплоты на 77о по сравнению с про- [c.21]

Эти новые условия эксплуатации и требования по снижению удельного расхода теплоты повлекли за собой принципиальные изменения параметров пара, конструкций энергетического оборудования и систем регулирования парогенераторов и турбин. [c.22]

Переход от давления пара 8,8 к 12,7 МПа и увеличение начальной температуры пара от 773 до 838 К с промежуточным перегревом до той же температуры для турбин мощностью 100 и 200 МВт позволял ожидать экономию в удельном расходе теплоты соответственно 11 —13 и 12—15%, а дальнейший переход к сверхкритическим параметрам пара —еще на 5% более. [c.23]

Во время проектирования был изучен вопрос о возможности принципиального усовершенствования тепловой схемы с вторичным промежуточным перегревом пара. В результате исследования этой проблемы на ЛМЗ, в ЦКТИ и ВТИ для турбин мощностью более 800 МВт было доказано, что экономия в удельном расходе теплоты от второго пром-перегрева составляет около 1,8%. При этом пар к первому ПП отбирался при 6,9 МПа, а ко второму— при 2 МПа. При проектировании К-1200-240 после всестороннего анализа этого вопроса было решено отказаться от второго промперегрева. Это решение объясняется тем, что от введения второго ПП установка весьма существенно усложняется, становится менее надежной, трудно решается задача об ограничении динамического повышения частоты вращения при сбросах нагрузки из-за больших дополнительных объемов пара в перегревателях и трубах, в том числе между стопорными клапанами и местом ввода в ЦСД пара после вторичного промперегрева. [c.73]

Общие показатели. Благодаря всем указанным мероприятиям по повышению экономичности турбины и вспомогательного оборудования был достигнут удельный расход теплоты установкой qe — = 7708 кДж/(кВт-ч) [1840 ккал/(кВт-ч)] при to. в = 285 К, чему соответствует экономия более 1 % по сравнению с этим показателем для первой модификации установки. Это свидетельствует о все еще имеющихся возможностях повышения к. п. д. установки в основном за счет аэродинамического совершенствования ЦНД и улучшения тепловой схемы. [c.78]

К. п. д. ЧВД и ЧСД по расчетам около 0,89, а для ЧНД 0,85. Их высокие значения достигаются в основном за счет меньших выходных потерь за каждой последней ступенью в цилиндрах, особенно в ЦНД, где на расчетном режиме h 20 кДж/кг, что приблизительно в два раза ниже, чем эти потери в быстроходной турбине. При этих условиях получается удельный расход теплоты лишь немногим меньше, чем для ПТУ с турбиной К-1200-240. [c.81]

Идея теплофикации городов и промышленных предприятий оказалась весьма плодотворной, и в этом направлении теплоэнергетика в условиях социалистического хозяйства достигла больших успехов. Уже к 1970 г. мощность ТЭЦ составляла 1/3 от всей мощности тепловых ЭС, и относительный их рост продолжается. Заметим, что даже во всех мощных конденсационных турбинах предусматриваются значительные отборы пара при нерегулируемом давлении для теплофикации (п. IV.2, V.3). Выработка электроэнергии на ТЭЦ стала основным источником снижения удельного расхода теплоты на ЭС. [c.95]

Особенности ЧВД и парораспределения. Для ЧВД характерны значительные изменения расхода пара, в частности, из-за совпадения пиков электрической и тепловой нагрузок. Поэтому здесь оправдано применение соплового регулирования. Но в мощных турбинах по условиям прочности РЛ регулировочной ступени и прогрева ЦВД пар при умеренных расходах одновременно подводится к двум сопловым коробкам, что расширяет область дросселирования пара. В связи с этим ставится задача при некотором частичном расходе пара переходить к регулированию при СД (комбинированное регулирование). Это приносит существенный выигрыш в удельном расходе теплоты например, для турбины Т-250-240 — до 2,5% при половинном расходе пара на конденсационном режиме. Кроме того, работа при СД улучшает тепловое состояние турбины и повышает долговечность оборудования (см. п. V.5, Vni.4 и Х.1). [c.97]

В результате этих расчетов УТМЗ пришел к выводу, что турбина ТК-275/300-240 благодаря переходу к СКД и введению ПП вырабатывает удельную электроэнергию на 17—23% больше, а ее удельный расход теплоты приблизительно на 12% меньше, чем для турбины Т-100-130. Столь же существенный выигрыш получается от замены турбины типа К-300-240 турбиной ТК-275/300-240 при их установке на КЭС со значительным тепловым потреблением, которое обычно удовлетворяют за счет нерегулируемых отборов пара (см. гл. IV). [c.109]

Турбины выполняются с двумя и тремя ЦНД, как указывалось, для двух давлений рк- Но даже для рк = 5,4 кПа третий цилиндр при максимальной мощности турбины снижает удельный расход теплоты приблизительно на 2%. Однако этот выигрыш быстро снижается с уменьшением объемного расхода пара последней ступенью. Поэтому выбор [c.129]

Удельный расход теплоты. Для окончательной оценки эффективности той или иной программы регулирования необходимы детальные расчеты тепловых балансов ПТУ при различных режимах. Ниже приведены результаты выполненного ЛПИ совместно с ЛМЗ сравнения тепловой экономичности мощных энергоблоков при ПД и СД [7, 21]. Для сравнения использованы серийные турбины К-200-130, К-300-240 и К-800-240-2 производства ЛМЗ. Турбины с дроссельным парораспределением отличаются от серийных тем, что в них регулировочные ступени заменены тремя ступенями давления. Остальные ступени и тепловые схемы блоков соответствуют исходным установкам ЛМЗ. Сравнение произведено по удельному расходу теплоты нетто q для различных режимов. Из затрат на собственные нужды блока при этом учтены только затраты энергии на привод питательных насосов. Величина q учитывает изменение потерь энергии во всех элементах установки, кроме котла. [c.146]

Весьма эффективно применение КР для энергоблоков сверхкритического давления. Выполненные в ЛПИ исследования показали, что перевод на КР блока мощностью 300 МВт с турбиной ЛМЗ позволяет уменьшить удельный расход теплоты при [c.150]

Так, удельный расход теплоты турбин Нововоронежской АЭС составляет 11433 и 11390 кДжДкВт-ч), что примерно на 0,3 и 0,8% ниже гарантированного по техническим условиям значения 11458 кДжДкВт-ч). [c.102]

Второй член определяет перерасход топлива, вызываемый тем, что удельный расход топлива при конденсационной выработке на ТЭЦ больше, чем на КЭС ( )тэц > кэс). Объясняется это тем, что среднегодовой внутренний относительный к. п. д. конденсационного потока теплофикационных турбин (т)( ) меньше, чем конденсационных. Кроме того, на ТЭЦ экономически оптимальнее гавление пара в конденсаторе выше, чем на КЭС, и во многих случаях начальное давление пара на ТЭЦ (13 МПа) ниже, чем на КЭС (24 МПа). При начальном давлении пара 13 МПа на ТЭЦ нет промежуточного перегрева. Например, проектный удельный расход теплоты турбиной Т-100г130 при работе на конденсационном режиме примерно на 10% больще, чем у турбины К-200-130, и примерно на 17% больше, чем у турбины К-300-240. [c.26]

Кроме того, ЛМЗ для АЭС закончил разработку рабочих чертежей турбины К-1000-60/3000 мощностью 1000 тыс. кВт на 3000 об/мин, которая предназначается для работы с реактором ВВЭР-1000. Турбина рассчитана для работы на свежем паре при давлении 6 МПа и температуре 274°С и после промежуточного перегрева при давлении 1,1 МПа и температуре 260°С. Удельный расход теплоты при номинальной нагрузке составит 10475 кДж/(кВт-ч), что на 411 кДж/(кВт-ч) ниже, чем расход турбиной К-500-65/3000. Предусмотрена возможность длительной работы этой турбины при минимальной нагрузке 250 тыс. кВт при номинальных параметрах пара. По конструкции турбина пятицилиндровая и состоит из цилиндра высокого давления (ЦВД) и четырех цилиндров низкого давления (ЦНД). Длина турбины [c.244]

При полной нагрузке и температуре охлаждающей воды 288К эффективный к. п. д. турбины т]й 0,81 и удельный расход теплоты q - 2800 ккал/(кВт-ч). Тепловая эффективность этой турбины приблизительно такая же, как и турбины К-50-29, хотя ЧВД последней имела повышенный к. п. д. из-за большей высоты проточной части, но этот сравнительно небольшой выигрыш лишь [c.7]

Конденсационные турбины вначале были спроектированы для расчетного режима O.SiVmax, и эта МОЩНОСТЬ считалась номинальной. Обводное регулирование этих турбин было предназначено для обеспечения максимальной мощности и для работы в случае допускавшихся отклонений начальных и конечных параметров. Такое же назначение имел и последний клапан соплового регулирования. Всегда, конечно, завод предусматривал и некоторый запас в расходе пара. Так как открытие перегрузочного клапана было сопряжено с понижением к. п. д. турбины, а в области больших расходов пара ухудшался еще и вакуум, то на режимах максимальной нагрузки увеличивался удельный расход теплоты установкой по сравнению с экономическим режимом. [c.12]

Выбор начального давления. С увеличением давления растет, вместе с температурой насыщения, средняя температура подвода теплоты, что и приводит к повышению к. п. д. цикла. По мере роста давления этот эффект ослабевает, что можно видеть, рассматривая процесс в Ts-AnarpaMMe. Если начальную температуру пара и давление за турбиной считать неизменными (673 К и 4 кПа), то прирост к. п. д. цикла остается еще существенным до давления 9—10 МПа. Например, при исходном давлении 2,8 МПа в указанных условиях от повышения давления получается относительная экономия удельного расхода теплоты около 8%. [c.15]

В конечном счете важен удельный расход теплоты всей турбиной, поэтому изучение экономичности ЦВД следует вести с учетом возврата теплоты и отборов пара в систему РППВ. [c.30]

Два главных питательных насоса, каждый производительностью по 50% от массового расхода пара, потребляют мощность по 15 200 кВт при частоте вращения 4800 об/мин. Их приводные турбины— конденсационного типа, с собственными конденсаторами, что дает существенный экономический эффект, так как при этом в последнюю ступень главной турбины поступает меньшее количество пара и уменьшаются выходные потери. Приводные турбины питаются паром из первого отбора ЦСД при 1,63 МПа и 713 К при номинальном режиме давление в конденсаторе — около 6 кПа параметры пара выбирались с учетом конструктивных возможностей выполнения паровпуска и последних РК, вращающихся с переменной частотой. При нагрузке менее 30% приводные турбины питаются от БРОУ ТПН, пар к которым поступает из котла. Удельный расход теплоты ПТУ снижается от применения турбоприводов конденсационного типа приблизительно на 45 кДж/(кВт-ч) по сравнению с этим показателем при противодавленческих турбоприводах, которые применялись в блоках К-800-240-2. [c.72]

При нагрузке 0,75Л н за счет применения СД удельный расход теплоты уменьшается на 125 кДж/(кВт-ч), при 0,5Л н — на 240 кДж/(кВтХ Хч) и при 0,3yV —на 360 кДж/(кВт-ч) (соответственно на 2,0 2,9 и 4,4%)- Турбина К-1200-240 — первая отечественная турбина, для которой на стадии проектирования предусмотрена работа на СД [25, 21, гл. VIII]. [c.74]

Для высокоэкономичных турбин достигнуты хорошие показатели тепловой экономичности. Например [4], для турбин фирмы Альстом мощностью 600 МВт для параметров пара ро = 16,3 МПа, /о = = 838 К, /п. п = 547 К и рк = 3,2 кПа по результатам гарантийных испытаний б==7680 кДж/(кВтХ Хч) [1832 ккал/(кВт ч)]. Минимальный удельный расход теплоты этих турбин относится к нагрузке 90% от номинальной, а в диапазоне нагрузок 80—100% удельный расход теплоты возрастает всего лишь на 0,1% и при 70% возрастает на 0,3%. При половинной нагрузке тепловая экономичность снижается на 1,6—2,8%- [c.83]

Укрупнение ПТУ. Единичная мощность турбины с отборами пара остается значительно меньшей, чем чисто конденсационных, что вызывает повышенные удельные капиталовложения на строительство ТЭЦ. По этой же причине невыгодно повышать начальные параметры пара. Вместе с тем, при надлежащем повышении мощности применение СКД и введение ПП снижает удельный расход теплоты на конденсационном режиме приблизительно на 12% по сравнению с его величиной для Т-100-130. Недостаточная единичная мощность турбин типов Т и ПТ препятствует и развитию АТЭЦ, оборудованных современными мощными реакторами. [c.109]

Удельный расход теплоты q . Как указывалось, в современных турбинах для АЭС значительное количество пара отбирается не только в систему РППВ, но также для технологических нужд и на теплофикацию. Это существенно повышает тепловую эффективность установки. Но в связи с дополнительными отборами пара удельный расход теплоты установкой теряет свою универсальность как характеристика качества турбины. Даже оценка этого показателя при отключенных дополнительных отборах пара не решает вопроса, поскольку проточная часть турбины рассчитывается при их наличии и это сказывается на к. п. д. отсеков и на дросселировании пара регулировочными клапанами. Чтобы исключить, хотя бы в некоторой мере, эти влияния, следовало бы в качестве сравнительного показателя выбирать режим с полностью открытыми регулировочными клапанами и при максимальной мощности турбины, причем к этой мощности, как принято, добавлять мощность питательного турбонасоса, а дополнительные отборы отключать. Такой показатель давал бы оценку эффективности собственно турбины совместно с РППВ. [c.118]

Вопрос о выборе рационального типа парораспределения является предметом дискуссии с начала паротурбиностроения до наших дней. Он неразрывно связан с вопросом о назначении турбины и предполагаемых режимах ее работы. Как показали расчеты, выполненные ЛПИ совместно с ЛМЗ [7], применение дроссельного парораспределения для турбины К-200-130 вместо соплового с заменой регулировочной ступени тремя ступенями давления снижает удельный расход теплоты по машинному залу электростанции при номинальном режиме примерно на 0,3%, а для турбины К-300-240 — на 0,4%. Такое повышение экономичности равносильно увеличению к. п. д. регулировочной ступени на 2%-Если турбина проектируется как базовая, рационален выбор дроссельного парораспределения. Однако при этом следует иметь в виду, что в нормальных условиях эксплуатации срок службы агрегатов весьма продолжителен и, как правило, превышает 30 лет. По мере развития энергосистем агрегаты, считавшиеся в момент проектирования мощными, высокоэкономичными и проектировавшиеся для базовой нагрузки, быстро становятся рядовыми машинами средней мощности и начинают широко использоваться для покрытия нагрузок переменной части графика нагрузок и для регулирования энергосистем. Вследствие этого уже при проектировании новых мощных агрегатов необходимо предусматривать, что они проработают как базовые лишь некоторое время. [c.140]

Принципиально иной оказывается картина для блоков на сверхкритические параметры пара. Как следует из рис. VOI.IS, при этом работа с СД в сочетании с дроссельным парораспределением более экономична во всем диапазоне режимов. За счет применения СД удельный расход теплоты этой турбиной при половинной нагрузке уменьшается по сравнению с серийными турбинами ЛМЗ примерно на 1,5 и 3% для блоков мощностью соответственно 300 и 800 МВт. Турбина К-1200-240 ЛМЗ, имеющая дроссельное парораспределение, специально спроектирована для работы со скользящим давлением. Выигрыш в тепловой экономичности по сравнению с ПД составляет для этой установки 1,25 3 и 4,5% при нагрузках 900, 600 и 300 МВт соответственно (рис. VIII.18) [21]. [c.147]

С целью проверки термодинамической эффективности работы влажнопаровых турбин при скользящем давлении ЛПИ совместно с Кольской АЭС были проведены испытания на блоке ВВЭР-440 с двумя турбинами К-220-44. Применение СД позволило снизить удельный расход теплоты этим блоком при частичных нагрузках на 0,5—0,6% (рис. Vni.23). Еще большего термодинамического эффекта от перевода на скользящее давление мо- [c.152]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...