Турбинный цех степень использования

Электростанция, на которой вырабатывается электрическая и тепловая энергия, называется теплоцентралью (ТЭЦ), в том случае, если вырабатывается только электрическая энергия, электростанцию называют конденсационной (КЭС). Температура воды, используемой для отопления, горячего водоснабжения и технологических нужд предприятий, должна быть не ниже 70—100°С. Следовательно, чтобы обеспечить указанную температуру охлаждающей воды на выходе из конденсатора паросиловой установки, необходимо увеличить температуру отвода теплоты Гг. Это возможно лишь при увеличении давления рг, т. е. путем создания некоторого противодавления на выходе из турбины. Как отмечалось, рациональное давление рг за турбиной или на входе в конденсатор паротурбинной установки современных КЭС составляет 4 КПа. В установках с противодавлением на ТЭЦ давление за турбиной рг поддерживается не ниже 100—150 КПа (0,10—0,15 МПа). Повышение рг, естественно, уменьшает работу расширения пара в турбине и приводит к снижению термического к. п. д. установки. В то же время степень, использования теплоты в цикле увеличивается. [c.169]

При неподвижных смежных дисках (стенках) степень использования расхода лопастной системы насоса характеризовалась бы объемным к. п. д., так же как и в обычных насосах и турбинах, [c.11]

Степень использования уходящей теплоты в цикле характеризуется коэффициентом регенерации. Степенью (коэффициентом) регенерации г называется отношение теплоты, полученной воздухом в регенераторе, к тон максимальной теплоте, которую он мог бы получить, будучи нагретым до температуры газов, выходящих из турбины. Считая теплоемкости воздуха и газа одинаковыми, можем записать формулу для г в виде [c.188]

Физическое тепло уходящих газов трубчатых печей газоперерабатывающих заводов в настоящее время также не используется. В связи с невозможностью достичь высокой степени использования тепла выхлопных газов для целей теплоснабжения в ряде организаций разрабатываются методы комплексного использования тепла выхлопных газов газовых турбин компрессорных станций и соответствующие типы утилизационного оборудования. [c.85]

Тепловая мощность отборов турбины ТЭЦ рассчитывается на покрытие примерно постоянной составляющей нагрузки тепловых потребителей (пар для технологических нужд промышленных предприятий). Для сезонной или пиковой части тепловой нагрузки — отопление, вентиляция, бытовое горячее водоснабжение, зависящей от температуры атмосферного воздуха, использовался пар энергетических парогенераторов, которые по существу являлись резервными. С этой целью пар от резервных парогенераторов через РОУ подавался на пиковые подогреватели сетевой воды. Степень использования этих парогенераторов была крайне низкой. Кроме того, сооружение их, а также сооружение пиковых подогревателей, РОУ, трубопроводов и другого вспомогательного оборудования требовали больших капитальных затрат. Вместе с тем непосредственный подогрев воды для горячего водоснабжения при сжигании топлива без парообразования в парогенераторах и последующего дросселирования в РОУ и охлаждения в водоподогревателях проще и экономичнее. Подогрев сетевой воды осуществляют в водогрейных пиковых котлах, стоимость которых значительно ниже стоимости резервного парогенератора. Установка пиковых котлов на действующих ТЭЦ позволяет высвободить соответствующее количество пара от резервных парогенераторов высокого давления п использовать его в турбинах, т. е. увеличить электрическую мощность ТЭЦ без больших капитальных затрат. Вместе с тем пиковые водогрейные котлы, имеющие малую длительность кампании, будут рентабельны [c.226]

Основным энергетическим показателем, характеризующим эффективность работы любой гидравлической машины, является, как известно, ее к. п. д. Вследствие потерь внутри насоса только часть механической энергии, полученной от двигателя, преобразуется в энергию потока жидкости. Точно также и мощность на валу гидравлической турбины меньше мощности протекающего через нее потока воды. Степень использования гидравлической машиной энергии двигателя или потока и измеряется величиной полного к. п. д. Анализируя причины возникновения потерь в гидромашине, можно найти пути к повышению ее к. п. д. Все виды потерь в гидравлических машинах делятся на три категории гидравлические, объемные и механические. [c.10]

На рис. 11.9 приведены расчетные зависимости потребного расхода воздуха на охлаждение всей турбины (с учетом охлаждения дисков и подшипников) от температуры газа перед турбиной для конвективно-пленочного и пленочного охлаждения при двух значениях степени повышения давления воздуха в компрессоре Яко = 20 и 40. Эти зависимости получены в результате расчетов потребного расхода воздуха на охлаждение турбин с использованием приведенной на рис. 11.8 зависимости 0 = [ (О хп) принятой температуры лопаток ((Тл.о.а = 1270 К и Г л г s = = 1070 К). [c.195]

Коэффициент использования тепловой мощности турбин измеряет степень использования установленной мощности турбин за рассматриваемый период времени (см. рис. 2-3). [c.29]

При широком использовании 8ЭР появление летних избытков пара от УУ можно ожидать на многих заводах. Задача их экономичного использования непроста даже в наиболее благоприятном случае, когда в качестве избыточного может быть выделен пар УУ давлением около 3,5 МПа. При таком давлении пар может быть использован для выработки электроэнергии в специально устанавливаемых конденсационных турбинах. Однако при этом варианте значительны капиталовложения (до 100 руб/кВт) из-за малых единичных мощностей, мало число часов использования установленной электрической мощности (1500—2500 ч в год), зависящее от климатических условий и степени использования ВЭР на заводе, обслуживающий персонал требуется только несколько месяцев в году. Затруднения вызывает и подача больших количеств воды для охлаждения конденсаторов турбин — около 0,4 м /(кВт-ч). Летом в энергосистемах имеются, как правило, свободные мощности, их недоиспользование надо учитывать при экономических расчетах, в которых решающее значение играют интересы народного хозяйства в целом. Из-за отмеченных обстоятельств данный вариант использования пара широкого распространения не получил. Он может стать рентабельным, если достаточные избытки пара от УУ с давлением 3,5 МПа будут наблюдаться в течение всего или почти всего года. [c.120]

Для обеспечения высокой степени использования энергии импульсов входной аппарат турбины проектируют многосекционным (два, четыре и т. д.) и выпуск газов производят в многосекционный коллектор с учетом чередования вспышек в цилиндрах. При такой системе наддува уменьшается давление в конце такта выпуска и снижается величина насосных потерь. [c.320]

Основным показателем экономичности или совершенства проточной части (турбины, группы ступеней, отдельной ступени) является ее внутренний относительный к. п. д. т]до, величина которого характеризует степень использования работоспособности 1 кг пара в проточной части. [c.26]

Экономическая целесообразность повышения начальных параметров пара зависит также от степени использования устанавливаемого оборудования в течение года (так называемое число часов использования макс му-ма). Чем больше загрузка устанавливаемых турбин, тем выгоднее повышение начальных параметров пара. Поскольку экономия от повышения начальных параметров в конечном счете выражается в уменьшении расхода топлива, стоимость последнего является весьма существенным фактором при выборе начальных параметров. Чем дороже топливо, тем выгоднее экономить его. На выбор параметров пара влияет также себестоимость электроэнергии, вырабатываемой в системе, на которую будет работать проектируемая ТЭЦ. Чем дороже электроэнергия в системе, тем выгоднее повышение параметров ТЭЦ, создающее дополнительную выработку дешевой электроэнергии. [c.45]

Одним из преимуществ многоступенчатой турбины является использование части потерь энергии предьщущих ступеней для получения полезной работы в последующих ступенях. Потери энергии в ступени переходят в теплоту и повышают энтальпию пара за ступенью. В области перегретого пара это приводит к повышению температуры пара за ступенью, а в области влажного пара к увеличению степени сухости пара х. За счет повышения температуры или степени сухости пара теплоперепад ступени увеличивается по сравнению с теплоперепадом этой ступени, отсчитанным по основной изоэнтропе идеального расширения пара в турбине. Из [c.124]

В многоступенчатых турбинах скорость входа на первую ступень обычно невелика и может не учитываться. Не используется выходная энергия из последней ступени (при отсутствии диффузора) при резком изменении диаметров ступеней или их степени парциальности. Если за ступенью имеет место отбор пара, большая часть скорости на выходе из такой ступени теряется. С целью лучшего использования выходной энергии ступени располагают по возможности ближе одну к другой. Для реактивной ступени можно принимать Яд = ], для активной Яд == 0,8-н0,9. [c.144]

Особенности газовых турбин. По принципу действия газовые турбины не отличаются от паровых. При освоенных в настоящее время температурах начальное давление и срабатываемый в газовой турбине перепад энтальпий в несколько раз меньше, чем в паровой. В результате для получения требуемой мощности необходимо, чтобы расход рабочего тела через газовую турбину был большим. Высокие температуры, относительно малые давления и перепады энтальпий, а также большие расходы обусловливают следующие особенности судовых ГТД малое число ступеней (2—8) и малую массу ротора большую длину лопаток (степень парциальности е == 1) применение диффузора на выходе из турбины применение тонкостенной составной конструкции корпуса с вертикальными разъемами широкое использование подшипников качения соединение элементов турбины, обеспечивающее тепловые расширения воздушное охлаждение подшипников, дисков, а иногда и лопаток турбин. [c.242]

Сплавы этого класса составляют большинство среди жаропрочных материалов, пригодных для использования в авиационных газовых турбинах и в других областях, требующих повышенной стойкости. Однако литературные данные, обсуждаемые ниже, относятся главным образом к поведению сплавов при низких температурах. В этих условиях рассматриваемые сплавы представляют интерес в связи с тем, что позволяют достигать уровней прочности свыше 1100 МПа. Микроструктура, обеспечивающая такую возможность, сравнительно проста. Она представлена твердым раствором г. ц. к. у-фазы, содержащим когерентные частицы у [обычно К1з(А1, Т1)] и небольшую объемную долю дисперсных карбидов [271, 275]. Если пренебречь этими карбидами, то доминирующее влияние оказывает упорядоченная структура (ЕК) у, а отдельные сплавы различаются составом у -фазы, поскольку в нее могут входить не только А1 и Т1, но и N6 (и, в меньшей степени, V, Мо, Та и W) [274, 276]. Последовательность образования выделений обычно такова [123, 126, 272, 274] [c.113]

Неоспоримые преимущества в этой связи приобретает использование для целей охлаждения влажного водяного пара. Известно, что к. п. д. цикла, совершаемого таким паром, может отличаться от к. п. д. цикла Карно, описанного в интервале тех же температур, на величину, определяемую потерями в проточной части паровой турбины. Тем самым обеспечивается высокая степень преобразования тепла в механическую работу. Благодаря наличию взвешенной влаги возрастает суммарная теплоемкость охлаждающего агента. Это, в свою очередь, уменьшает требуемые расходы охлаждающего агента и необходимые площади проходного сечения охлаждающего тракта. Существенное значение для условий охлаждения приобретает также интенсификация теплообмена вследствие наличия взвешенной влаги в потоке пара. Исследования, проведенные в Ленинградском политехническом институте, показали, что содержание (2—3%) влаги существенно увеличивает коэффициент теплоотдачи от нагретой поверхности к потоку насыщенного пара [8]. [c.205]

При расчете паровых турбин на режимах, отличающихся от номинальных, широко используются закон конуса Стодолы и метод расчета с конца (см. приложение III). Формула Стодолы обеспечивает достаточную точность при таких отклонениях от расчетного режима, когда изменения степени реактивности, коэффициентов расхода и потерь энергии невелики и ими можно пренебречь [53]. Однако формула Стодолы применяется и при больших отклонениях от номинального режима, вплоть до режимов холостого хода. Расчет ЦНД при малых расходах с использованием конуса Стодолы дает погрешность из-за существенного изменения условий работы не только последней, но и предыдущих ступеней ЦНД. Сравнение опытных значений давлений перед ЦНД [79] в диапазоне массовых расходов (0,023 -0,044) G om с расчетом по формуле Стодолы дает погрешность 10—15 % опытного значения давления. Такая погрешность является удовлетворительной для приближенной оценки работы всего ЦНД. При расчете же отдельных ступеней ЦНД, особенно последних, погрешность может значительно возрасти и выйти за допустимые пределы даже для оценочных расчетов. [c.183]

Резюмируя, можно заключить, что даже при использовании простейшей физической модели двухфазного закрученного потока, в которой внутренние силы трения в каждой фазе не учитываются, могут быть оценены некоторые эффекты межфазного взаимодействия, важные для оптимизации турбинных ступеней значительной веерности, а также центробежных сепараторов. Подтверждено, что распределение термодинамических параметров, скоростей и углов потока несущей фазы по радиусу и вдоль кольцевого канала зависит от влажности и дисперсности, т. е. от наличия жидкой фазы, степени неравновесности процесса, а также геометрических параметров канала. Такие зависимости должны учитываться в расчетах и при профилировании лопаточных аппаратов турбинной ступени. Закон закрутки лопаток ступеней большой веерности следует выбирать с учетом установленного влияния дискретной фазы. [c.176]

В обычных ГТУ давление воздуха и начальное давление про-.дуктов сгорания близки друг другу. В комбинированных же установках давление пара может значительно превышать давление газа, что открывает возможность (там, где это целесообразно) организовать их смешение при одинаковых теплоперепадах. В этих условиях можно исключить ударные потери — основные в необратимых потерях механической энергии, происходящих при смешении потоков. Наконец, насыщенный пар, расширяясь, будет, естественно, нести взвешенную влагу, которую в некоторых случаях пытаются искусственным путем вводить в газовый или воздушный поток для создания охлаждающего действия. Все это дает основание рассматривать возможности применения пара в качестве охлаждающего агента в комбинированных парогазовых установках. Температура уходящих газов в обычных ГТУ иногда настолько велика, что позволяет организовать в котлах-утилизаторах выработку пара в количествах, необходимых для охлаждения проточной части турбины. В отдельных случаях может оказаться целесообразным даже пойти для этого на некоторое сокращение степени регенерации. Следует иметь в виду, что замена воздуха паром обычно не требует каких-либо переделок конструкции системы охлаждения. Кроме того, пар может оправдать применение таких конструктивных решений, которые при использовании воздуха являются заведомо нецелесообразными. [c.106]

При более высокой начальной температуре газов (1123° К) четкой зависимости экономически наивыгоднейшего значения степени повышения давления от ее термодинамического значения не наблюдается. В ПГУ со сбросом газов в котельный агрегат под наибольшим давлением работают лишь поверхности нагрева газоохладителя, теплопроизводительность которых в общем объеме составляет около 10%. Экономически наивыгоднейшая степень повышения давления воздуха в таких ПГУ с высокотемпературной очисткой продуктов газификации, оказывается, зависит не только от к.п.д. компрессора, внутреннего относительного к.п.д. газовой турбины, отношения температур рабочего тела на входе в компрессор и турбину и других параметров газовой части, но также и от стоимости топлива, капитальных вложений в отдельные узлы ПГУ и числа часов ее использования. [c.273]

Это заставило и заставляет искать другие пути повышения экономичности газотурбинных установок, в некоторой степени изменяю-ш,ие принцип их работы. Простейший из них — это применение регенерации тепла, т. е. использование тепла отработавших газов турбины (температура которых доходит до 400° С, а иногда и до 500° С), для подогрева воздуха до его поступления в камеру сгорания. [c.172]

Более просто и строго эта задача решается в общем виде на основе, метода, разработанного В. А. Семека [50]. Испарительную установку можно представить как потребитель, включенный в tt-ую ступень регенеративного отбора и возвращающий часть тепла в ту же или следующую tt+1-ую ступень. Если на такой потребитель из турбины отбирается 1 кг пара, то дополнительный расход пара на турбину, необходимый для сохранения ее мощности, составляет лишь ф кг, причем ф<1. Величина ф называется редукционным коэффициентом расхода пара и характеризует степень использования в главной турбине пара, расходуемого на данный потребитель. [c.65]

Работа турбины внешне определяется той N 0U],H0 Tbra N, которую она передает своему валу, угловой скоростью его вращения ш или числом его оборотов в минуту п и ее к. п. д. q, т. е. степенью использования ею мощности протекающей через нее воды. [c.14]

Нагнетатель (см. фиг. 85, 3) выполняется обычно центробежного типа, одноступенчатый окружные скорости крылатки допускаются до 300—350 м1сек. Нагнетатель и газовая турбина устанавливаются на одном валу вся мощность турбины передается нагнетателю. Никакой взаимной регулировки между двигателем п газотурбонагнетателем нет (если не предусмотрено регулирование соплового аппарата). Число оборотов и мощность турбины зависят в основном от нагрузки. двигателя, количества, давления и температуры газов, а также степени использования выхлопных импульсов. [c.90]

Значения 2 — 0,4 н- 0,5 могут быть уже сейчас получены при небольших потерях давления с помощью сравнительно несложных средств. Отправной точкой для оценки степени улучшения экономичности турбины при использовании теплообменннка может служить, например, тот факт, что при Рс — 3,5, = 840° С и достаточно высоких значениях и Щс а также степени теплообмена 2 = 0,5 может быть достигнуто снижение расхода топлива до 30%. [c.942]

Простейшая схема тенлоэлектроцентрали показана на фиг. 3. Основное отличие этой схемы от схемы конденсационной станции заключается в том, что пар из турбины отбирается не только для подогрева конденсата и Д9бавочной воды, но и для производственных нужд и для целей централизованного отопления больших городских районов. Совместная выработка на ТЭЦ тепловой и электрической энергии, известная под названием теплофикации, значительно повышает степень использования тепла топлива. [c.7]

В действительных условиях идеаль- ный цикл Ренкина неосуществим из-за необратимости составляющих его процессов и из-за наличия ряда тепловых потерь. Значительные потери тепла имеют место при сжигании топлива в котельном агрегате и при получении в нем пара из питательной воды. Потерями сопровождаются превращение тепла в работу в паровой Турбине и последующее преобразование работы в электроэнергию. Потери тепла имеют место в механической части турбины, электрического генератора и насоса, а также при транспорте теплоносителя по соединительным трубопроводам. В результате степень использования подведенного к котлоагрегату тепла (т. е. теплоты сожженного топлива) на лектростан-циях ниже, чем то может быть определено для идеального термодинамического цикла, в котором единственной потерей тепла является только то количество, которое передано холодильнику. [c.15]

Для повышения кпд цикла в газовых турбинах используют рекуперацию. Чаш,е всего это подогрев циклового воздуха перед камерой сгорания теплом уходяш их газов. Это позволяет возвратить часть тепла, выбрасываемого с выхлопными газами, в цикл. Для оценки степени использования этого тепла применяется такой параметр, как степень рекуперации [c.233]

Характерные особенности закрученного потока наиболее полно подходят для создания эффективной схемы конвективных и конвективно-пленочных систем охлаждения лопаток проточной части ГТД. В турбинных двигателях IV—VI поколений прослеживается тенденция использования больших степеней понижения давления газа в ступени (я > 2), что обусловливает возможность применения вихревых энергоразделителей (ВЭ) в охлаждаемых лопатках. По прогнозу к 2000 г. будут вводиться в эксплуатацию перспективные двухконтурные турбореактивные двигатели со степенью повышения давления в компрессоре до л = 60, с последней центробежной ступенью компрессора и противоточной камерой сгорания в этом случае на охлаждение соплового аппарата второй ступени удобно подвести воздух высокого давления из внутреннего кожуха камеры сгорания, и использование ВЭ становится перспективным. [c.367]

Как одна из перспектив использования газотурбинного двигателя (ГТД) в авиации рассматривается комбинированный двигатель для межконтинентального самолета, летающего без дозаправки горючим. В тако Ч установке к рабочему телу ТКВРД теплота подводится в теплообменнике от горячего гелия, циркулирующего в ког-туре атомного ГТД. Изобразить циклы гелия и воздуха в координатах s, Т и рассчитать суммарную теоретическую тягу двигателя в полете, если скорость самолета 850 km/i температура и давление окружающего воздуха О °С и 0,09 МПа мощность ядерного реактора 150 МВт степень повышения давления гелия в компрессоре 2,5 степень пс-нижения давления воздуха в турбине 6,0 давление в тег - [c.139]

V n isi, в шестисопловых турбинах она достигает 55 об/мин. Быстроходность на сопло в большой мере зависит от относительного диаметра струи, определяемого коэффициентом K p = d plDi, где стр — диаметр струи, или коэффициентом = DJd . Коэффициенты /С тр и Ка косвенно определяют степень заполнения ковша, а вместе с числом сопел — степень заполнения рабочего колеса водой, т. е. интенсивность использования энергии потока. Это подтверждает формула, выражающая мощность ковшовой турбины через скорость струи Истр = ф1/ 2 //, или [c.52]

Универсальный контроль за тепловым состоянием установки, т. е. определение начальной температуры газа, можно осуш,ествить путем использования зависимости между температурами до и после турбины и степенью расширения по уравнению [c.215]

В работах Б. П. Соколова [32, 33] и Ч. Г. Мустафина [20, 22, 33] сделана попытка найти распределение усилий между зубьями елочного замка в стадии деформации ползучести. Решение этой задачи основано на использовании левых прямолинейных частей диаграмм напряжение—деформация , относящихся к малым деформациям. Этот прием обосновывается тем, что область работы реальных деталей ограничивается допустимой деформацией за весь срок их службы, для рабочих лопаток и дисков турбин, составляющей 0,1—0,2% (хвостовые соединения рассчитываются на длительный срок службы около 100 ООО часов) . При этом, однако, совершенно не учитывается тот факт, что в зубцах елочных замков возникают значительные местные напряжения и деформации, превышающие средние расчетные величины, вследствие чего указанный выше прием недопустим при расчете. Кроме того, в работе [32] используется метод разложения некоторой функции в ряд по степеням малого параметра , каковым здесь является tg р, где р — угол наклона хвостовика лопатки. Автор ограничивается линейными членами этого разложения между тем tg р не является малым параметром, так как р = 10- 20°. Таким образом и этот прием также не оправдан. По тем же причинам нельзя согласиться с методом определения теоретических величин зазоров между опорными поверхностями зубьев, обеспечивающих линейное распределение нагрузки между зубьями елочного замка, в работах [20, 22], не говоря уже о том, что вопрос этот, при существующей точности изготовления елочных замков, практически мало интересен. [c.7]

На рис. 2-10 в соответствии с вышеизложенным методом построены диаграммы значений к. п. д. использования тепловых потоков в парогазовых циклах. Во всех случаях принимались одинаковыми политронические к. п. д. газовых турбин и компрессоров (rij-, т = Лк = 0.9) степени повышения давления (а = 6,5) температуры уходящих газов = 130° С) параметры паровой части установки (только для случаев п и б) pi = 10G ama, = = 540° С. [c.44]

Поверхности нагрева выполнены из труб малого диаметра, омываемых поперечным потоком газа. При выходе из топки газы совершают поворот и протекают по боковым газоходам обратно к фронту котла. Турбонаддувная группа состоит из газовой турбины и компрессора со степенью повышения давления е = 2. Теплонапряжение топочного объема 6 млн. ккал/(м -ч). В качестве горючего успешно применялись тяжелые виды жидкого топлива. Параметры пара от 27 ата, 370° С до 35 ата, 400° С облегчали использование тяжелых жидких топлив. Максимальная паропроиз-водительность парогенераторов Сюраль составляла 140 т/ч. [c.113]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...