Паровые Ступени - Выбор числа

Ступени — Выбор числа 13—145 --Ступени скорости 13 — 145, 146 Паровые турбины одноступенчатые 13 — 142 ----одноцилиндровые ЛМЗ 50 000 кет [c.189]

Тип и число ступеней. Выбор кинематической схемы ступеней предопределяет коренные конструктивные и технологические особенности турбины. Поэтому, естественно, фирмы, имеющие богатый опыт конструирования, производства и эксплуатации турбин активного или реактивного типа, обычно придерживаются этого принятого принципиального направления. Экономически это вполне оправдано. Вместе с тем основы кинематики потока в турбинах были глубоко изучены еще в начальный период развития паровых турбин, и тогда уже была возможность сделать обоснованный выбор типа турбин с учетом особенностей их производства. Мировая практика турбиностроения показала, что некоторый консерватизм в построении принципиальной кинематической схемы проточных частей турбин способствовал накоплению опыта и, как следствие, [c.29]

Влияние избытка воздуха на к. п. д. ПГУ определяет и выбор типа ГТУ для получения высокого к. п. д. на переменных режимах. Одновальные ГТУ, в которых при переменных режимах происходит увеличение избытка воздуха, целесообразно применять для ПГУ с до-критическими параметрами пара в паровой ступени. В этом случае установка будет иметь максимальный к. п. д. и на переменных режимах. Для ПГУ на закритические параметры пара двухвальные ГТУ с переменным числом оборотов компрессора позволяют поддерживать переменный расход воздуха и соответственно [c.216]

МВт, т. е. почти в 1300 раз меньше. Ввиду того что интенсивность шума, генерируемого паровым потоком, приблизительно пропорциональна его мощности, при выборе числа ступеней дросселирования это обстоятельство должно учитываться. Можно рекомендовать после оценки числа ступеней дросселирования по графику рис. 1.2 для мощных РОУ делать округление до целого в сторону их увеличения, а для маломощных — в сторону уменьшения. [c.15]

Перейдем теперь к рассмотрению модели первого уровня оптимизации ПТУ второй схемы, циклы которой изображены на рис. 9.2. В качестве независимых переменных целевой функции модели этой установки целесообразно использовать давление торможения парового потока на выходе из первой ступени турбины р2 и температуру жидкости на входе в конденсирующий инжектор Т]2. Если выбор первой из них достаточно очевиден, то относительно Т12, которая в модели ПТУ первой схемы принималась неизменной, необходимо сделать следующее замечание. С одной стороны, по мере уменьшения значений Тп давление потока на выходе из конденсирующего инжектора возрастает, что способствует повышению энергетической эффективности ПТУ. С другой стороны, при снижении значений Г/г происходит уменьшение кратности циркуляции D = ij— te)/(is — L12) и в соответствии с уравнением (2.18) — уменьшение массового расхода рабочего тела, проходящего через вторую ступень турбины и поверхностный конденсатор к жидкостному соплу конденсирующего инжектора Шц. , что ведет к снижению мощности второй ступени турбины и КПД в целом. Указанный неоднозначный характер влияния Г/2 на эффективный КПД ПТУ второй схемы т эф п определяет необходимость включения Г/г в число оптимизируемых параметров. При этом остаются в силе высказанные ранее соображения по поводу минимально допустимого значения Т,2. [c.162]

Бандажи различных типов по-разному влияют на экономичность турбины. Ленточные бандажи способствуют лучшей организации парового потока и уменьшают протечки пара в рабочем колесе, повышая экономичность. Проволочные бандажи снижают экономичность, поэтому являются нежелательными элементами в проточной части. Эти особенности следует учитывать при выборе типа бандажа и числа рядов проволочных бандажей в ступени. В зоне высокого давления, где преобладают относительно короткие лопатки, как правило, применяют ленточные бандажи. Ленточный бандаж простейшей формы имеет вид полосы с отверстиями для шипов рабочих лопаток, входящих в эти отверстия и расклепанных по периметру периферийной части для закрепления бандажей на лопатках. [c.98]

В конденсационных турбинах, работающих с глубоким вакуумом, в связи с большими удельными объемами пара в последней ступени, часто применяются большие, предельно допустимые по условиям прочности размеры лопаток. Поэтому при выполнении теплового расчета многоступенчатой паровой турбины прежде всего выполняются предварительные расчеты первой (после регулирующей) и последней ступеней. Только после соответствующего выбора основных размеров лопаток первой и последней ступеней переходят к определению числа ступеней турбины и ее детальному тепловому расчету. [c.67]

Исследованные на стенде ЭРТ-1 ступени являются моделями ДРОС, предлагаемых ЛПИ в качестве разделителей потока для двухпоточных ЦНД мощных паровых турбин. Модели спроектированы и изготовлены с масштабом моделирования 6,25, обусловленным производительностью воздуходувной станции лаборатории турбиностроения. При моделировании учитывалась разница физических свойств рабочего тела натуры и модели. Для натурной ступени использовался перегретый пар k = 1,3), для модельной — холодный воздух (k = 1,4). Поскольку соблюсти одновременно кинематическое и динамическое подобие достаточно сложно, при моделировании полностью соблюдено кинематическое подобие процесса в натуре и модели, а также максимально возможно сохранено геометрическое подобие. При этом числа Маха М(,1, Ми,. получаются как средние между их значениями, соответствующими М = idem и kW = idem. В области дозвуковых скоростей при Мд1 = 0,857 такой выбор числа М модели наиболее полно отвечает динамическому подобию процессов [53]. [c.121]

ЦНД мощных паровых турбин делаются, как правило, двухпоточными, и диаметры их последних ступеней выбираются предельно возможными, чтобы уменьшить число потоков. Если на один поток в ЦСД приходится два или три потока в ЦНД и притом со ступенями большего диаметра, чем в ЦСД, то высоты лопаток при переходе от ЦСД к ЦНД резко снижаются. В соответствии с этим, а также из-за повышенных протечек в уплотнениях большого диаметра к. п. д. первых ступеней в ЦНД может заметно уменьшаться по сравнению с к. п. д. последних ступеней в ЦСД. В таких случаях при выборе разделительного давления между цилинд- [c.28]

Это приводит к большому числу ступеней паровой турбины. Кроме того, между опорами турбины возрастает расстояние и возможна значительная деформация ее корпуса под действием веса и эксплуатационных нагрузок. Поэтому мощные конденсационные турбины имеют несколько корпусов — цилиндров по одному высокого (ЦВД) и среднего (ЦСД) и двух- трех двухпоточных низкого (ЦНД) давления. При выборе количества цилиндров турбины пе следует забывать, что многоцнлиндровые турбины дороже одноцилиндровых. [c.62]

Выбор типа регулирующей ступени (одновенечная или двух-веиечная) зависит от ее теплоперепада Яо, который, в свою очередь, определяют, учитывая особенности переменного режима работы турбины. Экономичность двухвенечной ступени ниже, чем одновенечной, но ЦВД такой турбины проще и дешевле, так как существенно снижается температура в камере регулирующей ступени и уменьшается число ступеней. Кроме того, существенно уменьшается утечка через переднее концевое уплотнение. В современных мощных паровых турбинах ТЭС в качестве регулирующей применяют одновенечную ступень, так как преимущества высокого теплоперепада по технико-экономическим расчетам не оправдывают снижения кпд. [c.62]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...