Температура охлаждающей воды расчетная

Температура охлаждающей водь (расчетная), С...... [c.626]

Температура охлаждающей воды (расчетная), С. . . Расход охлаждающей воды, [c.370]

Температура охлаждающей воды (расчетная) °С..... [c.626]

Температуры охлаждающей воды, расчетное значение которой принимается для конденсационных турбин НЗЛ равным 20—25° С. [c.28]

Температура стенки определяется по температуре охлаждающей воды па входе и выходе, которая может измеряться ртутными термометрами. Эти температуры при большом расходе практически являются одинаковыми. Давление газа измеряется ртутным манометром. Температура нити определяется по ее сопротивлению. Лучистый поток определяется расчетным путем. Предельно возможная ощибка данных по теплопроводности оценивается в 5—7%. [c.86]

В реальных условиях температура охлаждающей воды может оказаться ниже расчетной и во избежание переохлаждения конденсата расход охлаждающей воды целесообразно уменьшить. В этом случае следует обратить внимание на то, чтобы скорость воды в трубках исключала возможность получения ламинарного движения воды, т. е. необходимо обеспечивать Re > 2300. [c.53]

Превышение расчетной температуры конденсируемого пара над температурой охлаждающей воды за поверхностным конденсатором нормально равно = 3 — 5 С. [c.89]

В эксплоатации значения основных параметров пара и воды не всегда равны их нормальным проектным значениям. Давление и температура свежего пара могут отличаться от нормальных значений температура охлаждающей ВОДЫ в течение года большей частью отличается от нормальных расчетных значений, совпадая с ними лишь в отдельные периоды. Во всех указанных случаях расход пара на турбины и показатели тепловой экономичности отличаются от нормальных расчетных величин. [c.103]

При малом температурном диапазоне реализации термодинамического цикла ПТУ степень расширения рабочего тела в турбине вследствие колебаний температуры охлаждающей воды и дымовых газов может изменяться в достаточно широких пределах. Результаты расчетной оценки влияния степени расширения на эффективный КПД турбины при постоянной скорости вращения ротора представлены на рис. 9.17. Из них видно, что сравнительно высокий уровень КПД турбины "Пт может поддерживаться в широком диапазоне изменения температур испарения и конденсации, а следовательно, и выходной мощности турбины. [c.183]

В начале первого этапа в качестве расчетной принималась температура охлаждающей воды 288—293 К и давление в конденсаторе крупных ПТУ выбиралось 4—5 кПа без особых экономических обоснований. С укрупнением ПТУ проблеме оптимального вакуума стали уделять больше внимания. Расчетная температура охлаждающей воды была снижена на 5 К, а вакуум существенно углублен. Заметим, что с уменьшением противодавления с 4 до 3 кПа изоэнтропийный перепад увеличивается приблизительно на 31 кДж/кг. Если принять расход пара последними ступенями Gk = 280 т/ч (соответствует режиму N—100 МВт) и снизить давление с 4 до 3 кПа при к. п. д. ступени т] = 0,78, то дополнительная мощность достигнет 1900 кВт. Уже турбины К-50-29 и К-100-29 были рассчитаны для противодавления 4 кПа. В турбинах же той же мощности для давления 8,8 МПа было принято рк = 3,5 кПа. Только турбины с регулируемыми отборами пара рассчитывались для рк = 6 кПа прп чисто конденсационном режиме. [c.16]

Все стоимостные показатели, характеризующие внешние связи вида 1а — Зв, входят в качестве коэффициентов в зависимость расчетных затрат по установке от оптимизируемых параметров и характеристик. Теплофизические характеристики топлива 16, металлов За и подобные им характеристики других энергоносителей и конструкционных материалов влияют на значения коэффициентов в выражении расчетных затрат, в балансовых уравнениях и в ограничивающих функциях, а также на граничные значения параметров и характеристик в ограничивающих неравенствах. Температуры охлаждающей воды и наружного воздуха входят в качестве аргументов в балансовые уравнения и в выражение расчетных затрат. Режимные характеристики включаются в балансовые уравнения, в выражения расчетных затрат и ограничивающих неравенств, а также влияют на граничные значения параметров и характеристик в ограничениях. [c.167]

Расчетная температура газов перед турбиной высокого давления равна 700°С, степень повышения давления 13, расчетный к. п. д. установки при температуре наружного воздуха 5°С и температуре охлаждающей воды 4°С составляет 27%. [c.185]

На некоторых режимах работы конденсатора в его трубках возможно возникновение довольно существенных термических напряжений растяжения или сжатия. Большей частью это относится к трубкам в зоне охлаждения паровоздушной смеси. Термические напряжения особенно резко возрастают при ухудшении вакуума и при понижении температуры охлаждающей воды. Исследования, проведенные Ленинградским металлическим заводом (ЛМЗ) с одиночной трубкой, показали, что если температура корпуса превышает температуру трубки на 60° С, то термические напряжения в последней могут достигать предела текучести. Конечно, при оценке прочности трубок такими напряжениями пренебрегать нельзя. Учитывая приближенность определения динамических напряжений в колеблющихся трубках при определении расчетных напряжений о, наличием термических напряжений в трубке можно пренебречь, если они не превышают 10% от динамических напряжений. [c.164]

Опытно-промышленная установка с двух-вальной турбиной К-800-240-1 ЛМЗ мощностью 800 тыс. кет создается на сверхкритические параметры пара. Параметры пара перед турбиной такие же, как в установке с турбиной К-300-240 (240 ата, 580° С). Промежуточный перегрев пара осуществляется до температуры 565° С. Расчетное давление в конденсаторе составляет 0,035 ата при температуре охлаждающей воды 12° С. [c.32]

Большая роль в наращивании энергетических мощностей в ближайшие годы отводится новым одновальным турбоагрегатам мощностью 500 тыс. кет. В 1965 г. ХТЗ им. С. М. Кирова был изготовлен головной образец такой турбины типа К-500-240 на начальные параметры пара 240 ата, 580° С с промежуточным перегревом до температуры 565° С расчетное давление в конденсаторе при температуре охлаждающей воды 12° С составляет 0,035 ата. [c.33]

При определении величины поверхности охлаждения конденсатора расчетные значения температуры охлаждающей воды в зависимости от местных условий могут отличаться от установленных ГОСТ номинальных значений Для конденсаторов, рассчитываемых на типовые условия, определяемые летним и зимним режимами работы турбин высокого давления (ВТ-25, ВПТ-25, ВК-50 и ВК-100), принятой системой водоснабжения и существующими графиками среднемесячных температур в реках СССР, ЛМЗ установлены следующие расчетные температуры охлаждающей воды [c.661]

Расчетные значения температуры охлаждающей воды и давления в конденсаторе. [c.661]

На рис. 3-16 дан график поправок к мощности в зависимости от температуры охлаждающей воды для турбины ТМЗ типа ПТ-50-130/7 (ВПТ-50-4). График построен для расчетной температуры охлаждаю-и ей воды if = 20 С. [c.130]

При производственном отборе Z)n=185 т/ч, сумме отопительных отборов Б/)т=132 т/ч, расходе пара на турбину 470 т/ч, при номинальных параметрах свежего пара и номинальных давлениях в отборе, при расчетной температуре охлаждающей воды bi=20 " [c.113]

Сц.в = Сц° В1 = в1— расчетная температура охлаждающей воды. [c.135]

Оптимизация параметров низкопотенциального комплекса (НПК) электростанции сводится к определению экономически наивыгоднейших значений следующих его характеристик расхода охлаждающей воды Ge, расчетных значений давления в конденсаторе Рк (вакуума V) и температуры охлаждающей воды 4., площади поверхности охлаждения (теплообмена) конденсатора Рк, числа выхлопов турбины Z или удельной нагрузки выхлопа gF, кг/(м2-ч), скорости охлаждающей воды Wb, м/с, в трубной системе конденсатора, параметров водоохладителя (для оборотных систем водоснабжения). Эту комплексную задачу обычно решают при условии постоянной тепловой нагрузки парового котла или реакторной установки, т. е. при изменяющейся электрической мощности турбогенератора iV3=var) с учетом замещающей мощности в энергосистеме. [c.233]

Для ТЭЦ на органическом топливе при существующем конструктивном оформлении ЧН]3, и конденсаторов турбин целесообразно принимать расчетные (среднегодовые) значения температуры охлаждающей воды в. > [c.242]

Снижение конечной температуры холодного источника повышает термический к. п. д., а повышение Га соответственно снижает его. В выражение к. п. д. г],<- входят абсолютные температуры и Го, поэтому отклонение Га = 293 К на 10—20° С от температуры окружающей среды изменяет значение т)к при Го = 838 К Но = 565° С) соответственно на 1,2 и 2,39%, т. е. на каждые 10° повышения Га снижение к. п. д. составляет около 1,5%, а понижение Гг повышает к. п. д. г]к примерно на 1,5%. На рис. 3-11 показана зависимость т] и qt от конечных параметров в цикле. В практических условиях эксплуатации паротурбинных электростанций конечная температура и давление определяются температурой охлаждающей воды на входе в конденсатор паровой турбины и условиями теплообмена в нем. Температура охлаждающей воды зависит от климатических условий, времени года и системы водоснабжения станции. Эта температура для средней полосы европейской части P составляет летом для рек и озер 18—22° С, а зимой 5—7° С. При градирнях и брызгальных бассейнах температура охлаждающей воды существенно выше и достигает летом 30— 35° С, а зимой 10—15° С. Среднегодовая температура охлаждающей воды на входе в конденсаторы составляет обычно 15—17° С. В соответствии с ней расчетным конечным давлением в конденсаторе паровых турбин в СССР принято считать 3,5 кПа, 4 = 26° С с учетом нагрева охлаждающей воды в конденсаторе от 17 до 24° С и недогрева до на 2° С. [c.42]

Расчетная температура охлаждающей воды,°С 27 20 20 - [c.246]

При присосах, не превышающих указанных выше значений, даже при отклонении условий работы конденсатора от расчетных (например, при повышении температуры охлаждающей воды) эжектор работает на пологом участке характеристики, не вызывая значительного повышения давления в горловине. При увеличении присосов до такой степени, что рабочая точка переходит на перегрузочную ветвь, [c.185]

Диаграммы режимов строятся в предположении фиксированных номинальных параметров Ро. 0. Рп. Рт. Рч (или температуры охлаждающей воды на входе в конденсатор и расхода ее ш), и При отклонении параметров их расчетных значений вводятся соответствующие поправки (рис. 7-33). [c.362]

Для современных турбоагрегатов расчетный максимум нагрузки обеспечивается при начальной температуре охлаждающей воды /, = 10 -Ь 12 °С. [c.533]

Превышение температуры охлаждающей воды над расчетной, °С при прямоточной системе водоснабжения П,4 10.2 10,3 4,2 [c.535]

Установленные ГОСТ значения номинальной температуры охлаждающей воды служат для определения конечного давления в турбине, сообразуясь с которым заводами устанавливаются для этих значений гарантии по расходу пара на турбину, сама величина конечного давления стандартом жестко не фиксируется. В качестве расчетных значений давления отработавшего пара принимают нри = 10° С 0,03-4-0,035 ата, а при = 15—20°С 0,04- 0,06 (0,07) ата. [c.661]

При определении расчетной температуры охлаждающей воды на входе в конденсатор f учитывается среднегодовая температура воды, а также пределы ее колебаний. Для расчета паровых турбин установлены следующие значения температуры воды f = 10, 15 и 20°. Для паротурбинных установок с проточным водоснабжением, устанавливаемых в северных и средних районах СССР, принимается расчетная температура f = 10°, в южных районах, а также при оборотном водоснабжении f = 15 и 20°. Для турбин с отбором пара и турбин мощностью ниже 6000 кет принимается f = 20°. Для турбин энергопоездов, учитывая возможность работы в разных условиях, обычно принимают f = 30°. [c.205]

На фиг. 119 показан один из новых вариантов конденсаторов, разработанных нашими заводами. Пучок состоит из одной зигзагообразной ленты с сильно развитой поверхностью со стороны входа пара и глубокими каналами для отвода паровоздушной смеси. Расширен центральный сквозной проход для пара, изменено очертание воздухоохладителя с целью увеличения скорости паровоздушной смеси в нем. Благодаря компоновке трубного пучка в виде зигзагообразных лент стало возможным значительное увеличение поверхности охлаждения конденсатора при небольшом паровом сопротивлении. В настоящее время для турбин большой мощности имеются конденсаторы в одном корпусе с поверхностью охлаждения до 12 ООО м и расчетным давлением = 0,03 ч- 0,035 ата (при температуре охлаждающей воды f = 10-4- 12°). [c.256]

На фиг. 126 показан полученный расчетным путем характер изменения продольной силы в трубках 24/22 мм. При низкой температуре охлаждающей воды все трубки растянуты, сильнее всего со стороны отсоса паровоздушной смеси. При высокой температуре охлаждающей воды трубки со стороны поступления пара сжаты, а со стороны [c.260]

Из кривых фиг. 67 видно, что при экономической величине кратности охлаждения т — 50 60 KzjKZ и расчетной температуре охлаждающей воды при входе в конденсатор 10 — 20 С конечное давление отработавшего пара конденсационной турбины составляет [c.89]

Для <аждого типа конденсаторов заводом-изготовителем даются расчетные характеристики, по которым при данной паровой нагрузке, расходе и температуре охлаждающей воды определяется расчетная величина вакуума. Затем эги характеристики уточняются путем проведения теплО ВЫх испытаний. Если полученная в процессе эксплуатации величина вакуума не совпадает с найденной по характеристике, необходимо тщательно проанализировать показатели работы конденсационной установки и найти причину отклонения. [c.74]

Номинальная мощность СПГГ яреяставляет собой наибольшую не ограниченную по времени мощность по газу при расчетных атмосферных условиях и температуре охлаждающей воды. [c.40]

Максимальная мощность СПГГ характеризует кратковременную перепрузочную способность генератора. Максимальная мощность должна превышать номинальную не менее чем на 10%. Длительность непрерывной работы при максимальной мощности— не менее одного часа при расчетных атмосферных условиях и расчетной температуре охлаждающей воды. [c.40]

Кроме того. онижение расчетного конечного давления при заданной pa чeт ioй температуре охлаждающей воды вызывает увеличение поверхности и стоимости конденсатора, увеличение количества охлаждающей воды, а следовательно, и увеличения расхода электроэнергии на ее прокачку. При этом из-за возрастания удельного объема пара необходимо увеличивать размеры последних ступеней проточной части турбины, что приводит к ее удорожанию. [c.139]

Значения г э и Г1к.у, а следовательно, и Т1, т зависят от нагрузки агрегатов, температуры охлаждающей воды конденсаторов, состояния оборудования (плотности, загрязнений). Коэф( )1щиенты полезного действия, соответствующие нагрузке уУ ,= 1()0% и расчетным значениям остальных факторов, называются расчетными или номинальными и обозначаются т) , 11Ру, Значения т]. , г) определяются техническими условиями заводов — изготовителей оборудования. Очевидно, что [c.33]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...