Конденсатор паровой турбины энтальпия пара

Задача 3.71. Определить расход охлаждающей воды для конденсатора паровой турбины, если расход конденсирующего пара D,= 16,8 кг/с, энтальпия пара в конденсаторе г, = 2300 кДж/кг, [c.141]

Задача 3.72. Определить расход охлаждающей воды и кратность охлаждения для конденсатора паровой турбины, если расход конденсирующего пара Z),= 10 кг/с, энтальпия пара в конденсаторе /,=2360 кДж/кг, давление пара в конденсаторе / х = 3,5 10 Па, температура охлаждающей воды на входе в конденсатор 1 — УС, а температура выходящей воды на 4°С ниже температуры насыщенного пара в конденсаторе. [c.142]

Задача 3.71. Определить количество охлаждающей воды для конденсатора паровой турбины, если количество конденсирующегося пара Ок=16,8 кг/с, энтальпия пара в конденсаторе г к=2300 кДж/кг, давление пара в конденсаторе рк=3-10 Па, температура охлаждающей воды на входе в конденсатор /д = 10°С, а температура выходящей воды на 5° С ниже температуры насыщенного пара в конденсаторе. [c.145]

Пример 23. В паровую турбину поступает водяной пар при абсолютном давлении р — 20 ат и = 380° С. Пар расширяется до абсолютного давления в конденсаторе р = 0,04 ат. Определить конечное состояние пара и потерю энтальпии, если процесс расширения происходит по адиабате. [c.44]

Задача 3.79. Для паровой турбины с эффективной мощностью iVe = 2000 кВт и удельным расходом пара й е = 5,5 кг/(кВт ч) определить поверхность охлаждения конденсатора турбины, если энтальпия пара в конденсаторе г, = 2350 кДж/кг, давление пара в конденсаторе /7t = 5 10 Па, коэффищ1ент теплопередачи /с = 3,9 кВт/(м К) и средний температурный напор в конденсаторе А ср= 10°С. [c.144]

Задача 3.79. Для паровой турбины эффективной мощностью Л е=2000 кВт с удельным расходом пара йе= = 5,5 кг/ кВт-ч) определить поверхность охлаждения конденсатора турбины, если энтальпия пара в конденсаторе ь=2350 кДж/кг, давление пара в конденсаторе Рк==5.103Па, коэффициент теплопередачи к = =3,9 кВт/(м2-К) и средний температурный напор в конденсаторе Д/ср= 10° С. [c.149]

Обозначим энтальпию конденсата, выходящего из конденсатора, через 2, энтальпию сухого насыщенного пара — через энтальпию перегретого пара — через ь энтальпию выходящего из турбины пара — через 2, температуру перегретого пара—через /ь а температуру выходящего из конденсатора конденсата — через 4- Поскольку /г- с к и поскольку для конденсата водяного пара теплоемкость с почти равна единице, то г- = (к ккал1кг. Заметим, что в рассматриваемой схеме давление рабочего тела не изменяется, начиная от выхода конденсата из конденсатора и до входа его в насос (обозначим это давление через Рх), и начиная от выхода рабочего тела из насоса до входа его в паровую турбину (обозначим это давление через рг). [c.142]

В чи1слителе этого выражения, как это следует из предыдущего, сумма площадей, заключенная в первых по очереди квадратных скобках, выражает энтальпию пара /1 при давлении рх и температуре перегрева /], т. е. в его состоянии перед входом в паровую турбину, а сумма площадей, заключенная во вторых по очереди квадратных скобках, выражает энтальпию пара в конце его адиабатного расщирения в турбине (точка 6), т. е. перед входом пара в конденсатор. В знаменателе дроби, очевидно, сумма площадей, заключенная 1в 1квадрат1ных 1окобках, соответствует величине А- Площадь а — 1 — / — Ь — а выражает количество тепла, которое нужно сообщить 1 кг воды температурой 0°С, чтобы нагреть ее до температуры (при давлении рг)- Это количество тепла, согласно предыдущему, равно 2 4- [c.144]

И К. п. д. установки из-за дополнительных необратимых потерь влажного пара на лопатках. Под воздействием капельной влаги пара происходит эрозия лопаток. Поэтому в установках с высокими начальными параметрами пара применяют промежуточный перегрев пара, что снижает влажность пара в процессе расширения и ведет к повышению к. п.д. установки. Рассмотрим схему установки с промежуточным перегревом пара. (рис. 11.9) и цикл этой установки в Т — 5-диаграмме (рис. 11.10). Из парового котла пар поступает в основной пароперегреватель 2 и далее в турбину высокого давления 4, после расширения в которой пар отводится в дополнительный пароперегреватель 3, где вторично перегревается при давлении р р до температуры Ts. Перегретый пар поступает в турбину низкого давления 5, расширяется в ней до конечного давления р2 и направляется в конденсатор 7. Влажность пара после турбины при наличии дополнительного перегрева его значительно меньше, чем без дополнительного перегрева хд>Х2. Применение промежуточного перегрева пара повышает к. п.д. реальных установок примерно на 4%. Этот выигрыш получают как за счет повышения относительного к. п.д. турбины низкого давления, так и за счет некоторого повышения суммарной работы изо-энтропного расширения на участках цикла 1—7 и 8—9 (см. рис. 11.10) по отношению к изоэнтропной работе расширения на участке 1—2 в силу того, что разность энтальпий процесса 8—9 больше разности энтальпий процесса 7—2, так как изобары в к — 5-диаграммах несколько расходятся слева направо (см. рис. 8.11). [c.172]

Оценивая рассматриваемую ПТУ в целом, можно отметить, что ее сравнительно малая энергетическая эффективность обусловлена главным образом низкими давлениями насыщенных паров ДФС при высоких температурах насыщения. Это препятствует уменьшению температуры в энергетическом контуре установки по условию технически достижимого вакуума в пиверхностном конденсаторе. Следует также отметить, что из-за низких коэффициентов потерь давления по паровым сторонам регенераторов и по тракту ДФС поверхностного конденсатора давление торможения потока на выходе из второй ступени турбины должно быть достаточно высоким. Это также ведет к сокращению изоэнтроп-ной разности энтальпий, срабатываемой на турбине. [c.169]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...