Турбины средняя нагрузка

Плотность вакуумной системы проверяют во время работы турбины под нагрузкой, составляющей около /4 номинальной, путем закрытия на 6—7 мин. (не больше) задвижки на трубопроводе отсоса воздуха из конденсатора. При этом испытании средняя скорость падения вакуума за последние 5 мин. испытания должна быть, не больше 5 мм рт. ст. в минуту. [c.285]

П р им ер 45. Пусть та же станция по проекту должна была работать со средней в течение года нагрузкой, составляющей 0,65 от максимальной мощности турбин. В действительности же средняя нагрузка оказалась равной всего 0,55 от максимальной. Для простоты примем, что (в данном случае это мало [c.208]

Вторая особенность схемы определяется необходимостью сбрасывать при пуске значительные количества рабочей среды (220 т/ч). Сброс среды в конденсаторы турбин среднего давления вызывал бы снижение нагрузки этих турбин при пуске блока, что нежелательно. В случае, использования для этой цели конденсаторов приводных турбин питательных насосов нового блока пришлось бы резко увеличить эти конденсаторы против потребных их размеров. В связи с этим тепловой схемой блока предусматривается возможность установки трех пароводяных водоподогревателей в качестве пусковых конденсирующих устройств. [c.205]

Вентилятор двигателя не имеет ВНА, конструкция вентилятора позволяет заменять ступени непосредственно на самолете, а поврежденные лопатки с помощью электронно-лучевой сварки могут быть вырезаны и заменены новыми. Компрессор низкого давления для увеличения запаса устойчивости снабжен клапанной системой перепуска воздуха. От ротора компрессора высокого давления отбирается мощность на коробку передач. Камера сгорания— компактная, кольцевого типа, с испарительными форсунками. Турбина высокого давления имеет большую нагрузку на ступень и эффективно охлаждается. Турбина среднего давления также охлаждаемая. Турбина вентилятора неохлаждаемая, уста- [c.108]

Для более подробного анализа работы станции часто приходится анализировать ночные режимы работы с минимальными электрическими и тепловыми нагрузками. Для теплофикационных турбин характерными являются три режима максимальный зимний, средний зимний и летний режим со средней нагрузкой горячего водоснабжения. Для турбин Т-100-130 и Т-175-130 интерес представляет режим при максимальных теплофикационных отборах турбин. Включение трубного пучка в конденсаторе дает возможность сократить потери теплоты в конденсаторе турбины, исключить расход электроэнергии на работу циркуляционных насосов и получить дополнительно от турбин от 10 до 36 МВт теплоты на базе потока пара, проходящего в конденсатор турбины. При этом режиме последние ступени турбины работают при повышенном давлении в конденсаторе, так как в трубный пучок подается обратная сетевая вода при температуре 50-—70° С. При этом необходимо учесть снижение внутреннего относительного к. п. д. последних ступеней турбины, а также изменения в работе сетевых подогревателей турбины в связи с подогревом сетевой воды в трубном пучке. Необходимые данные для расчета могут быть получены на основе промышленных испытаний турбин с включенным трубным пучком в конденсаторе. При проектировании новых типов турбин приходится предварительно определять расход пара по аналитическим формулам например, для турбины с двумя регулируемыми отборами с учетом коэффициента регенерации — по формуле [c.82]

Рабочая температура при надежности до 1000 ч с работой на полной и средней нагрузке лежит около 850-900° С. Работа над жаропрочными материалами, особенно для фасонного литья и сварки, остается важнейшей задачей промышленности и исследовательских институтов. Экономичность при неполной нагрузке у турбин без теплообменника и промежуточного подогрева хуже, чем у двигателей легкого топлива. При половинной нагрузке расход топлива увеличивается по крайней мере на 30%, а то и более. У трехвальных турбин с промежуточным подогревом, с регулируемым сопловым аппаратом на силовой турбине при наличии теплообменника разница в расходах может быть порядка 10 15%. [c.390]

Зависимость температурного напора от удельной паровой нагрузки конденсатора для различных конденсаторов к турбинам среднего давления приведена на фиг. 14-55. [c.668]

Турбоагрегаты типа П применяются также для надстройки существующих электростанций со средними или низкими начальными параметрами пара ступенью высокого давления. Такие пред-включенные турбины отдают отработавший в них пар не на тепловые нагрузки, а для питания имеющихся на станции турбин среднего или низкого давления, увеличивают выработку электроэнергии станции и повышают ее к. п. д. [c.101]

Промывка влажным паром осуществляется при пониженном давлении и сниженной нагрузке (30—40 % для турбин активного типа). Через специальное увлажнительное устройство в паропровод перед турбиной впрыскивается вода, с помощью которой температура пара для турбин среднего давления постепенно снижается до температуры насыщения, при этом в турбине, работающей с пониженной нагрузкой, образуется влажный пар. Капли влаги, соприкасаясь с загрязненной поверхностью, растворяют легкорастворимые компоненты отложений. На рис. 9.4 схематично показано, как изменяются в процессе промывки турбины параметры пара перед турбиной, количество впрыскиваемой воды и солесодержание конденсата. Промывку турбины ведут до тех пор, пока солесодержание конденсата не сравняется с солесодержанием пара, поступающего в турбину. Выравнивание этих концентраций указывает на прекращение вымывания солевых отложений. Продолжительность промывки турбины зависит от степени ее загрязненности. Чем больше отложений в турбине, тем больше времени требуется на промывку. Чаще всего оно укладывается в интервале 6—12 ч. [c.220]

Б83 2 10—12 5,5—6,5 Большие скорости и средние нагрузки. Подшипники турбин малооборотных дизелей, гребных валов [c.246]

Наиболее экономичная, нормальная мощность у конденсационных турбин составляет 0,8—1,0 от номинальной. Это соотношение устанавливается при конструировании турбины в зависимости от предполагаемых условий ее работы. Чем больше будет средняя нагрузка турбины, тем больше должно быть это соотношение. [c.469]

Ударная 7,6 30 20 70 средних нагрузках. Подшипники дизелей компрессоров, паровых турбин и электродвигателей средней мощности [c.507]

Крышки радиально-осевых турбин всегда выполняют объединенными с верхним кольцом направляющего аппарата. При средних и повышенных напорах они имеют плоскую форму (см. рис. II.12). В крышках, несущих на себе пяту агрегата, часто применяется коническая или цилиндрическая переборка, передающая нагрузку на коробчатое сечение крышки (см. рис. 11.10 и 11.11) и повышающая жесткость несущего контура в сечении крышки. Внутренняя часть такой крышки оказывается свободной и облегчает доступ к подшипнику турбины. В некоторых гидротурбинах применяются крышки, выполненные [c.96]

Выбор степени реактивности и углов потока. Обычно в газовых турбинах применяют ступени с реактивностью на среднем радиусе р = 0,2- 0,5, которые характеризуются более высоким КПД и меньшим падением его на частичных нагрузках, чем активные ступени. Вдоль проточной части реактивность может оставаться примерно постоянной или возрастать в указанных пределах. [c.248]

Заданный ресурс работы турбины 1000 ч, средняя продолжительность работы в каждом запуске 4 ч. Определим запас по долговечности, считая, что для сопловой лопатки термическая нагрузка является основной. При указанных сочетаниях размахов деформации и температуры каждая из указанных трех зон лопатки может явиться зоной начала разрущения, поэтому необходимо определить долговечность материала в каждой зоне. [c.178]

Наиболее полно область жидкостного трения реализуется в кинематических парах, работающих с постоянной относительной скоростью и под постоянной нагрузкой, например в подшипниках паровых и газовых турбин. В ползунах поршневых машин, имеющих мертвые точки, в подшипниках подъемных машин, работающих с остановками, практически реализуется область полужидкостного трения. Более подробно о законах жидкостного трения будет изложено в гл. X, посвященной гидродинамической теории смазки. Сейчас же заметим, что для практических расчетов в рассмотрение приходится вводить средние значения коэффициента / для области полужидкостного трения и средние значения коэффициента / для области жидкостного трения. [c.268]

В турбинах, имеющих один из роторов с одним опорным подшипником и соединение роторов жесткой муфтой, применяется центровка с нижним раскрытием полумуфт на 0,1—0,5 мм. При такой центровке уменьшается усилие от веса роторов на средний подшипник и достигается более равномерное распределение нагрузки на подшипники во время работы агрегата. [c.211]

На рис. П. 12 показан разрез по радиально-осевой турбине средней быстроходности, спроектированной и изготовленной ЛМЗ для Токтогульской ГЭС (см. табл. 1.3). Спиральная камера 1 и статор 8 выполнены подобно усть-илим-ским. На этой ГЭС, покрывающей пиковые нагрузки, гидротурбины значительную часть суток не работают. Для того чтобы обеспечить при этом минимальные потери через направляющий аппарат п избежать применения недостаточно надежных в условиях ГЭС резиновых уплотнений, в конструкции предусмотреШ) ми1П1мальные зазоры 21 (по торцам лопаток 0,2—0,3 мм, по соприкасающимся кромкам — около 0,1 мм). Чтобы обеспечить подобные [c.35]

При испытании модели рабочей лопатки последней ступени паровой турбины ХТГЗ 100 Мет (см. рис. 11) было установлено, что нагрузка на первый зуб на 40% превышает среднюю нагрузку. Нагрузка же на последний зуб оказалась равной средней [44]. [c.91]

Желательно, чтобы средняя нагрузка турбины за год была возможно ближе к экономической мощности, с тем чтобы вовможно большее число часов работы турбина работала с минимальными удельными расходами пара. [c.46]

Б83. Б83С Спокойная Ударная 150 100 50 50 750 500 Подшипники, работающие при больших скоростях и средних нагрузках. Подшипники турбин, крейцкопфные и мо-тылевые подшипники малооборотных дизелей [c.407]

Регулирующие клапаны 6 цилиндра среднего давления при работе турбины под нагрузкой полностью открыты и поэтому не участвуют в регулировании нагрузки. Назначение их сводится к тому, чтобы обеспечить удержание турбины на числе оборотов холостого хода после сброса нагрузки и не допустить разгона за счет больщого количества пара, аккумулированного в контуре вторичного перегрева. В этом случае динамический заброс числа оборотов неизбежен, но регулятор скорости, воздействуя на регулирующие клапаны ЦВД и ЦСД, ограничивает впуск пара в турбину и не допускает повышения числа оборотов более чем на 7—8% против номинального. [c.115]

Котлы типа 68-С1П-ЗОО/215 предназначены для работы в блоке с предвклю-ченной турбиной мощностью 50 Мет с использованием отработавшего пара в существующих турбинах среднего давления (два котла на турбину). Таким образом, эта установка является надстройкой электростанции с начальным давлением пара 30—35 кГ/см и эффективным средством повышения ее экономичности. До поступления в турбины среднего давления отработавший пар предщ ключенной турбины подвергается /вторичному перегреву до 415° С при давлении 31 кГ/слг в газовых перегревателях котлов 68-СП-300/2115. Данный блок работает параллельно с котлами ореднето давления, что позволяет нормально создавать для котлов критического давления относительно равномерную (базисную) нагрузку. В этих условиях отмеченный выше недостаток принятой величины начального давления смягчается. [c.55]

В первые послевоенные годы на действовавших электростанциях было установлено до вольно много пред-включенных турбин типа ВР-25-1 с начальными параметрами пара 90 кГ/см и 500° С перед стопорным клапаном турбины. Пар из турбины типа В,Р-25-1 поступает iB турбины среднего давления не с расчетной для них температурой 400" С, а с более низкой. При полной нагрузке температура пара за предвключенной турбиной составляет 360° С. Фактически эта температура несколько выше из-за пониженного внутреннего к. п. д. турбин типа iBP-25-l, но в случае улучшения аэродинамики проточной части этих турбин температура пара еще больше снизилась бы. [c.137]

Взаимная накладка кратных топограмм и режимного графика позволяет делать ряд разнообразных выводов. Так, она в данном случае показывает, что в предположении однообразных режимов работы в течение каждого обозначенного цифрой месяца будут всегда работать две или три турбины, но одна никогда зо-вторых, что две турбины необходимы с июня по январь (когда и надо производить поочередный ремонт агрегатов) и три —с февраля по апрель в-третьих, что в мае (половодье, малый напор и большой расход) три турбины не могут пропустить располагаемого расхода часть его должна сбрасываться мимо них в-четвер-тых, что, например, в июне можно работать на двух турбинах с к. п. д. 84 /о или на трех с к. п. д. 78%, что, конечно, невыгодно в-пятых, что в апреле и Мае гидростанция должна работать с постоянной, базисной нагрузкой пики сети должны принимать другие электростанции с января по июнь временные пики, воспринимаемые данной станцией, могут доходить до 50 90% ее средней нагрузки. [c.178]

На промышленных ТЭЦ широко применяют РОУ или БРОУ (схемы и параметры их приведены в гл. 4) в качестве резерва на производственные отборы турбины. Обычно на каждую турбину с промышленным отбором или противодавлением устанавливается своя РОУ соответствующей производительности и параметров. Как резервные аппараты РОУ дешевы, надежны, они полностью автоматизированы. Для резервирования отопительных отборов на крупных ТЭЦ РОУ не применяют, так как роль резерва обычно выполняют для коммунальнобытовых потребителей пиковые водогрейные теплогенераторы. При выходе из строя одной из теплофикационных турбин остальные турбины вместе с теплогенераторами должны обеспечить среднюю тепловую нагрузку отопления за наиболее холодный месяц, среднюю за неделю тепловую нагрузку горячего водоснабжения и среднюю нагрузку вентиляции. [c.222]

Подшипники, работающие при больших скоростях и средних нагрузках. Подшипники турбин, крейцкопф-ные, мотьшевые и ромовые подшипники малооборотных дизелей, опорные подшипники гребных валов [c.195]

BBS B83 Спокойная Ударная Спокойная Ударная 14.7 9.8 14.7 9.8 При больших скоростях и средних нагрузках (подшипники турбин, крей-цкопфные, мотылевые и крановые подшипники малооборотных дизелей, опорные подшипники гребных валов) [c.229]

О.Ы 1606. ) Для деталей автомобилей и аэропланов. ) Для детален со средней нагрузкой. ) Для пружин. ) Для цепных колес, для червяков шнеков, для передаточных болтов. ) Попасти турбин, шейки осей, ) Передние оси моторного транспорта, валы эксценгрикоз, частн шарниров. Для валов, болтов, калибров, Для цилиндров, осей, тяг у правления. ) Для турбинных лопаток. 0 Для карл нных валов, для коленчатых валов и других подобных частей. <)Для деталей, работающих при повышенных [c.1034]

Для приближенной оценки изменения экономичности работы турбин среднего да вления при изменении параметров пара можно пользоваться следующими данными. При снижении начальной температуры пара перед турбиной на 10° и сохранении номинального давления расход пара повышается на 1,3%, а расход тепла (расход топлива) на 0,5%. Изменение начального давления пара на 1 ат при сохранении неизменной температуры при нагрузках выше экономической вызывает следующие изменения расходов пара и тепла. при снижении давления (на 1 ат) — на 0,5% и при повышении давления — на 0,2%. Повышение давления в конденсаторе турбшгы на 0,01 ата приводит к снижению мощности турбины при сохранении расхода пара неизменным у турбины АК-25-1 — на 250 квт, у турбины АТ-25-1 на 230 квт и у турбины АП-25-1 — на 206 квт. [c.363]

На рис. 3-11 представлена схема охлаждения проточной части турбины ПТ-60-130 ЛМЗ, работающей в режиме синхронного компенсатора [86]. Турбоагрегат работает с закрытыми клапанами ЦСД и открытыми клапанами ЦВД. Поворотная диафрагма полностью открыта. Охлаждение частей среднего и низкого давления производится паром из специально установленного пароохладителя. В пароохладитель подается пар из регулируемого отбора соседней турбины и концевых уплотнений ЦВД. Охлаждение и увлажнение пара до сухости 0,98 производится впрыском конденсата. В корпус турбины пар поступает через камеры отборов, а также через концевые уплотнения. Корпус ЦВД охлаждается паром, который подается в выхлопную часть цилиндра из станционного коллектора промышленного отбора. Охлаждающий пар проходит обратным потоком через проточную часть ЦВД, регулирующие клапаны, перепускные трубы и через смонтированную линию обеспаривания поступает в коллектор теплофикационного отбора. При такой системе-охлаждения ротор низкого давления, имея диски и лопатки значительных размеров, вращается в среде с малой плотностью, что уменьшает вентиляционные потери, и в то же время благоприятное распределение температуры по длине проточной части ЦВД позволяет достаточно быстро поставить турбину под нагрузку. При этом температурный режим цилиндров можно достаточно гибко регулировать температурой и количеством охлаждающего пара. [c.86]

В периоды минимальных нагрузок в энергосистеме (в ночное время) электроэнергия от базисных электростанций используется для приведения в действие насосов, перекачивающих воду из нижнего водохранилища в верхний. В периоды пика нагрузки вода пропускается обратно в нижний резервуар, проходя через гидроагрегат и вырабатывая тем самым дополнительную электроэнергию для покрытия пиковых нагрузок. Крупнейшая в мире ГАЭС расположена недалеко от г. Лу-дингтона в штате Мичиган. При среднем напоре 85 м и проектном расходе воды ее мощность в турбинном режиме составляет 2000 МВт. Полная аккмулирующая способность верхнего водохранилища (т. е. выработка электроэнергии при его полном опорожнении) составляет 15 МВт-ч. Стоимость этой ГАЭС составила в конце 60-х — начале 70-х годов примерно 300 млн. долл. [c.245]

Фиг. 333. Крепление формы верхней части выхлопного патрубка паровой турбины на 50 тыс. кв. Габариты отливки длина 6 м ширина 2,5 л высота 3 л толщина стенок в среднем 60 мм, вес около 60 т. 1 — нижнее крепление (поперечный ряд двутавровых балок) 2 — плиты-подкладки под балки плиты-настил на балки 4 —опорные стойки (для фзльщивой нагрузки) 5—рельсы-перекладины на опорных стойках 6 — броневые плиты для бокового крепления формы 7 — плиты-упоры Я — сварные балки для подвески основного болвана Р—плнты-про-кладки для расчековки заднего болвана с балками 70 — плиты для крепления швеллеров с подвесной арматурой 7/— швеллеры для крепления подвесной арматуры /2 — литая арматура (шпоны) /3 — плиты-фордеки для перекрытия общих питателей — броневые плиты для бокового крепления формы 75—верхнее крепление балки для нагрузки заднего болвана 16 — балки для крепления всей системы 17 — грузы на форму 18 — плиты для крепления заднего болвана 19 — грузы и подкладки для расчековки заднего болвана со стенкой кессона.

Для установления предельно допустимого открытия турбины и соответственно мощности агрегата служит ограничитель открытия, который, кроме того, может быть также использован и для принудительного перераспределения мощности между параллельно работающими агрегатами и регулирования частоты. Механизм ограничителя открытия показан на фиг. 84 в виде дополнительной системы рычагов а п б. Точка подвеса рычага б выполнена по аналогии с механизмом изменення числа оборотов подвижной. С помощью аналогичного механизма производится поворот рычага до соприкосновения его выступа с выступающим элементом подвижного золотника или его иглы, после чего, как бы ни падало число оборотов турбины, движение поршня сервомотора на открытие происходить не будет и силовое замыкание в точке S нарушится, поскольку правый конец главного рычага YZS при снижении числа оборотов будет подниматься. При дальнейшем нажатии на золотник будет происходить закрытие турбины и движение поршня сервомотора вверх, которое путём поворота рычага а вызовет подъём правого конца рычага б, вследствие чего золотник вернётся в среднее положение. Действуя механизмом ограничителя, можно закрыть турбину на любую величину до полного закрытия, а также и открывать до тех пор, пока золотник не придгт в соприкосновение с точкой S. При дальнейшем выводе ограничителя выступ ограничительного рычага разобщится с выступом золотника после этого открытие и число оборотов турбины установятся соответственно нагрузке и положению механизма изменения числа оборотов. При пользовании ограничи- [c.311]

До последнего времени для конденсационных турбин в качестве расчётного принимался режим, соответствующий 80"/о номинальной мощности. В настоящее время таким образом выбирается режим для турбин малой и средней мощности. Для крупных турбин имеется тенденция принимать в качестве расчётной мощность 90"/о номинальной и выше. Для турбин высокого давления, предна.значенных для базовой нагрузки, может оказаться выгодным поддерживать во время эксплоатации максимальный расход пара, оставляя клапаны независимо от температуры охлаждающей воды [c.181]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...