Рабочий процесс и к. п. д. турбины

РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС И К. П. Д. ТУРБИНЫ [c.213]

Исследуем влияние начальных параметров пара на тепловую экономичность комбинированной установки. С повышением доли отбора пара на тепловое потребление термический к. п. д. комбинированного цикла тг] падает, но полный к. п. д. и к. п. д. комбинированной установки по производству механической (электрической) энергии возрастают непрерывно . в пределе при = 1, когда турбина КО переходит в турбину П, к. п. д. и равны единице независимо от параметров рабочего процесса (фиг. 29). [c.80]

Относительный внутренний к. п. д. турбин учитывает уменьшение полезно используемого теплоперепада в турбине, вследствие необратимости рабочего процесса в реальном двигателе (наличие внутренних утечек пара по ступеням, трения пара и т. д.). [c.101]

Совокупность гидравлических явлений, происходящих в разных частях турбины в одно и то же время при передаче энергии от воды к валу, называется ее рабочим процессом. Эти явления в разных условиях работы турбины могут быть неодинаковы, что изменяет ее рабочий процесс или, как часто говорят, ее режим. Для характеристики внутреннего процесса турбины и видимого использования ею энергии воды введен ряд показателей. К основным (энергетическим) рабочим показателям турбины относятся мощность N (в кет), расход Q (в м /сек), число оборотов е минуту п, характерный размер (обычно некоторый диаметр О в м) и к. п. д. Кроме рабочих параметров, турбина характеризуется еще и конструктивными параметрами. [c.330]

В процессе регулирования поворотнолопастной турбины наряду с лопатками направителя участвуют лопасти рабочего колеса. Положение каждой из лопастей определяет расход воды,, а следовательно, и момент движущих сил. Но одна и та же величина движущего момента может быть получена при различных комбинациях положений регулирующих органов. Взаимную зависимость положений регулирующих органов называют комбинаторной. Однако для каждого режима существует наивыгоднейшее расположение регулирующих органов. Комбинаторная зависимость влияет на к. п. д. турбины. Для обеспечения максимального к. п. д. при любом режиме работы подбирают определенную комбинаторную зависимость между положением лопаток направителя и лопастями рабочего колеса. Эту зависимость находят при испытании модели. [c.347]

Избыточная мощность газовой турбины тем больше, чем выше рт и к. п. д. компрессора и силовой турбины. При организации рабочего процесса по варианту Б на режиме номинальной мощности был достигнут удельный расход топлива 145 г/(э. л. с.-ч). [c.5]

Действительный цикл характеризуется прежде всего потерями энергии в рабочем процессе турбины и уменьшением используемого теплопадения по сравнению с располагаемым, что учитывается внутренним относительным к. п. д. турбины [c.48]

Рабочий процесс пара в соответствии с заводским расчетом турбины показан на рис. 14-3. Параметры пара и воды турбоустановки приведены в табл. 14-1 (в существующей системе единиц) и 14-2 (в системе СИ), параметры конденсата греющего пара в охладителях дренажа — в табл. 14-3, внутренний относительный к. п. д. турбины — в табл. 14-4 протечки через уплотнения турбины — в табл. 14-5. Буквенные обозначения применяемых величин приведены в табл. 14-6. [c.178]

Описание процесса совершенствования и создания новых жаропрочных сплавов для деталей авиационных газовых турбин в б. СССР приведено в книге [1]. Аналогичная картина наблюдается и для материалов стационарных ГТУ. Повышение температуры металла рабочих лопаток за счет применения и создания новых деформированных и литых сплавов обеспечило значительное повышение выходной мощности и к.п.д. Дальнейшая эволюция лопаточных сплавов связана с отработкой сплавов направленной кристаллизации (НК), монокристаллических сплавов, а с 1985 г. - с композитными и керамическими материалами (рис. 1.23). С годами темп улучшения сплавов для лопаток уменьшается. Это обусловлено тем, что по мере повышения температуры лимитирующими ресурс факторами становятся процессы высокотемпературной коррозии. Поэтому темп разработки и внедрения новых сплавов зависит от темпа разработки защитных покрытий. [c.45]

Для определения термического к. п.д. цикла Ренкина обратимся к рис. 11.5. Сначала определим полезную работу цикла и количество теплоты, подведенной в цикле к 1 кг рабочего тела. Работа цикла равна разности работ расширения пара в турбине и сжатия воды в насосе. Так как процессы расширения и сжатия являются изоэнтропными (адиабатными), удельная потенциальная работа определяется из соотношений [c.166]

Термический к. п.д. т) любого обратимого цикла, включая и цикл Ренкина, тем выше, чем выше средняя температура рабочего тела в процессе подвода теплоты и ниже средняя температура отвода теплоты. Это значит, что повышение температуры пара перед турбиной Тх и понижение температуры пара после турбины Гг приводит к увеличению термического к. п.д. цикла. [c.168]

Так как смежные диски в гидродинамических передачах вращаются, то поток протечек жидкости в отличие от обычных насосов и турбин частично используется при взаимодействии этих дисков с ним. Формула (1.15) дает заниженные — предельные — значения объемного к. п. д. Следовательно, подход к определению влияния протечек на рабочий процесс гидродинамических передач более сложен, чем в насосах и турбинах. Поэтому остановимся на нем подробно после более полного знакомства с физическими процессами в гидродинамических передачах. [c.11]

Рассматривая построенную нами Ts-диаграмму цикла (рис. 4-10), обнаруживаем, что конечная температура рабочего тела после расширения (точка 4) выше температуры рабочего тела после сжатия (точка 2). При таком соотношении температур подогрев рабочего тела от точки 2 до точки 5 можно произвести отходящими из турбины газами, охлаждая их от точки 4 до Тд = Tj. Такой процесс использования тепла газов, отработавших в турбине, называется, как было сказано ранее, регенерацией. В установке на рис. 4-9 она осуществляется в подогревателе (регенераторе) 2. Если между точками 10 м 11 с температурами, соответственно равными температурам в точках 2 л 1, провести изобару 10-11, то получившийся цикл 5-3-10-11-5 по экономичности равен циклу 1-2-3-4-1 с регенерацией, так как подведенные и отведенные количества тепла у них одинаковы. Но т , у первого из них, как имеющего большее значение Я, будет выше, чем у второго (без регенерации), следовательно, в результате регенерации к. п. д. цикла 1-2-3-4-1 повысился. [c.165]

Прирост энтропии системы вследствие необратимости процесса адиабатического расширения рабочего тела з ступенях турбины равняется разности энтропии рабочего тела в конечной и начальной точках процесса и легко может быть определен по величине внутреннего относительного к. п. д. элемента установки (например, турбины), в которой осуществляется этот процесс. [c.354]

В паровых турбинах имеются существенные отклонения от идеального регенеративного процесса. Передача тепла совершается здесь непосредственно от пара к воде, т. е. без применения специального переносящего тепло регенератора. Кроме того, в регенеративном процессе принимает участие лишь небольшая часть работающего пара, который отбирается из турбины, конденсируется в подогревателях питательной воды и таким образом исключается из дальнейшего рабочего процесса турбины. В силу указанных отклонений от идеального регенеративного цикла подогрев питательной воды принципиально не может повысить к. п. д. паротурбинной установки до значений к. п. д. цикла Карно. Тем не менее регенеративный подогрев питательной воды даёт значительную экономию топлива и широко применяется в современных паротурбинных установках. [c.159]

Как мы уже говорили, изобретение № 166202 еще не осуществлено в металле. Но изобретатели успели подметить некоторые его слабые стороны и нашли способ их устранить. Дело в том, что газовая постоянная увеличивается не только при нагреве перед турбиной в результате диссоциации, но и при сжатии в компрессоре. Газа как бы становится больше, и на его сжатие приходится затрачивать больше работы. При расширении в турбине — картина обратная. Эти обстоятельства несколько снижают к.п.д. двигателя. Чтобы избавиться от таких нежелательных явлений, нужно весь процесс сжатия и расширения тоже производить при постоянной температуре, изотермически. Но как раз так и происходит в двигателе внешнего сгорания—двигателе Стирлинга. Поэтому именно в нем целесообразнее всего использовать диссоциирующее рабочее тело, например треххлористый алюминий или смесь метана с углекислым газом (авторское свидетельство № 213039). [c.274]

Из-за пульсаций рабочего тела перед турбиной и особенностей рабочего процесса гидротормоза имеют место колебания частоты вращения ротора. Визуальными методами регистрации момента на.валу и частоты вращения ротора принципиально невозможно обеспечить синхронный замер этих параметров. Эти величины, измеренные в разные моменты времени, могут быть рассогласованными, что в конечном итоге приводит к увеличенной погрешности в определении к. п. д. ступени и сильному разбросу экспериментальных точек. [c.127]

Наличие в сложных схемах нескольких турбин, в которых последовательно расширяется рабочий агент, дает возможность при переходе из одной турбины в последующую дополнительно сообщать газам извне некоторое количество тепла, повышая их температуру и энтальпию. В сложных схемах ГТУ для этого обычно устанавливают дополнительные камеры сгорания, через которые течет поток рабочего агента и в которых сжигается дополнительное количество топлива. Промежуточный подогрев газов в процессе их расширения повышает к. п. д. установки и вместе с тем служит средством для увеличения ее мощности (рис. 53). [c.157]

Термический к. п. д. цикла Ренкина весьма просто определяется с помощью и-диа-граммы (фиг. 16), если известны параметры рабочего процесса турбины. [c.30]

Величина внутреннего относительного к. п. д. паровой турбины зависит от ряда факторов типа конструкции, параметров рабочего процесса, пропуска пара, и при расчетных режимах лежит обычно в пределах 0,60 — 0,85. Меньшие значения величина ч . имеет при применении диска Кертиса, при высоком давлении или низком перегреве, при высокой влажности и малых пропусках пара. В гл. 2 вопрос [c.32]

Величина 1 не только для турбины КО, но и для турбины П, в связи с рассеянием тепла при отпуске тепловой энергии. К. п. д. fly., повышается с увеличением т и f , т. е. с увеличением пределов и улучшением рабочего процесса в П-турбине(с увеличением к. п. д. i) и с уменьшением потерь рассеяния тепла. Если 7] = О (работа на выхлоп), = vj., величина f j.. резко падает до значения абсолютного внутреннего к. п. д. Если в идеальном случае = то (турбина П). [c.49]

Как правило, турбины П должны работать параллельно с турбинами с конденсацией пара (К, КО). Поэтому снижение выработки электроэнергии турбогенераторами П при высоком к. п. д. требует повышения конденсационной выработки электроэнергии турбогенераторами типа К, КО при более низком к. п. д., "Па и что приводит К снижению суммарного к. п. д. установок с турбинами П и К (КО). Таким образом, турбины П, как и турбины К, КО и КОО, должны конструироваться с возможно высоким к. п. д. т ., обеспечивающим высокую выработку электроэнергии, т. е. с высокими к. п. д. и широкими пределами рабочего процесса. [c.49]

Для сравнения экономичности применения пара различных параметров необходимо выражения к. п. д. rij. и ria, составить, исходя из основного условия сравнения установок— одинаковой выработки электрической и тепловой энергии при различных параметрах рабочего процесса. Между тем, турбины П с одинаковым отпуском тепла и с различными начальными параметрами дают различную выработку электроэнергии. Для компенсации пониженной выработки электроэнергии на тепловом потреблении комбинированной установкой с более низкими начальными параметрами пара необходим дополнительный пропуск конденсируемого пара Аа через турбины КО или через турбину К, включаемую параллельно с турбиной П. [c.80]

Степень приближения действительного рабочего процесса в турбине к идеальному характеризуется внутренним относительным к. п. д. отдельных ступеней и турбины- в целом. Величина зависит в основном от типа конструкции, параметров рабочего процесса и величины пропуска пара. [c.81]

Коэффициент полезного действия турбогенератора. Зная изменение давлений пара в промежуточных ступенях турбины и принимая приближенно температуры пара в ступенях неизменными, можно построить рабочий процесс пара в турбине при различных режимах в -диаграмме, определить теплосодержания пара в промежуточных ступенях и значения величин внутреннего относительного к. п. д. отдельных групп ступеней и проточной части турбины в целом. Эту задачу можно решить и обратным путем если известно изменение величины . (по отдельным ступеням или для турбины в целом) с изменением расхода пара или мощности турбогенератора, можно определить теплосодержание пара в промежуточных ступенях и построить рабочий процесс в is-диа-грамме для различных режимов. [c.102]

Помимо необратимых потерь, имеющих место в процессах, осуществляемых собственно рабочим телом в цикле (эти потери учитываются внутренним относительным к. п. д. цикла >] ,.), работа реальной теплосиловой установки сопряжена с рядом потерь, обусловленных необратимостью тепловых, механических и электрических процессов в отдельных элементах всей теплосиловой установки. К ним относятся потери на трение в подшипниках турбины или при движении поршня в цилиндре, потери тепла в паропроводах, электрические потери в электрогенераторе и т. д. G учетом этого эффективность теплосиловой установки в целом характеризуется величиной так называемого эффективного к. п. д. представляющего собой отношение величины работы, отданной теплосиловой установкой внешнему потребителю, к количеству тепла, подведенного к установке (вследствие неизбежных потерь тепла обычно только часть этого тепла воспринимается рабочим телом). [c.301]

Термический к. п. д. цикла. Рассмотрим сначала турбину без промежуточного перегрева пара. Зная параметры рабочего тела перед турбиной и за нею, определим значение термического к. п. д. цикла т (о для номинального режима. Для упрощения будем предполагать неизменным при всех режимах давление рк за турбиной. Уменьшенному расходу пара соответствует пониженное давление pi перед соплами первой ступени. Процесс расширения в /s-диаграмме смещается при этом вправо. Изоэнтропийный перепад энтальпий уменьшается по сравнению с номинальным режимом на величину АЯ. К. п. д. идеальной ПТУ с дроссельным парораспределением при новом режиме равен [c.134]

Конструкция и изготовление диафрагмы должны обеспечить высокий к. п. д. процесса расширения пара. Это требование является основным для его выполнения необходимы совершенные, профили сопловых лопаток, правильные размеры паровых каналов и высокая чистота их поверхности, правильная установка диафрагмы относительно рабочих лопаток и сохранение ее при работе турбины. К минимуму должны быть сведены протечки пара мимо каналов. [c.194]

Парогазовые энергоустановки с впрыском (ПГУ), выполненные по упрощенным схемам, имеют весьма низкие значения капитальных затрат на сооружение электростанций, что наряду с хорошей маневренностью позволяет отнести их к классу пиковых и полупиковых. Кроме того, у парогазовых установок такого тина значительно больший к.п.д., чем у пиковых газотурбинных, а их предельная единичная мощность в несколько раз больше, чем у ГТУ. Увеличение предельной единичной мощности ПГУ по сравнению с ГТУ достигается в результате применения водяного пара в качестве охлаждающей среды для рабочего тела на входе в турбину, что позволяет держать коэффициент избытка воздуха в камере сгорания на уровне, необходимом лишь для процесса горения. Утилизация тепла уходящих газов для получения пара, идущего на впрыск в камеры сгорания установки, дает возможность увеличить к.п.д. ПГУ по сравнению с ГТУ на 4—6 абс. %. [c.133]

Проточная часть турбины образуется из направляющих (сопел) и рабочих лопаток. Как направляющая часть активных турбин, так и направляющая часть турбин реактивных преобразует тепловую энергию в энергию кинетическую. Этот процесс представляет промежуточную стадию превращения тепла в работу. Выполнение сопел и направляющих аппаратов в целом должно быть качественным для получения высокого к. п. д. всей установки по той причине, что одни и те же отклонения коэффициента скорости в соплах сказываются примерно в четыре раза сильнее, чем таковые отклонения в рабочих каналах . [c.30]

Пример 18-4. Определить термический к. п. д. идеального цикла ГТУ, [)аботающей с иодиодом теплоты п Л1 р onst, а также тер-МИЧССКП11 к. п. д. действительного цикла, т. е. с учетом необратимости процессов расширения и сжатия в турбине и компрессоре, если внутренние относительные к. п. д. турбины и компрессора равны 1]турб == 0,88 и tIkom = 0,85, Для этой установки известно, что Л =-= 20° С, степень повышения давления в компрессоре Р =6 температура газов перед соплами турбины ts = 900° С. Рабочее тело обладает свойствами воздуха, теплоемкость его постоянна, показатель адиабаты принять равным /г -= 1,41. [c.295]

В турбине Лаваля при снижении частоты вращения вала при j = = onst растет абсолютная скорость выхода пара с рабочих лопаток с2 И, как следствие этого, к. п. д. турбины быстро падает. Для уменьшения выходных потерь со скоростью С2 и понижения частоты вращения вала Кертис предложил турбину с двумя ступенями скорости. На рис. 6.2,6 представлены схема этой турбины и графики изменения абсолютной скорости и давления пара в проточной части турбины. Пар с начальными параметрами ро и То расширяется до конечного давления pi в соплах 2, а на рабочих лопатках 3 и 3 происходит преобразование кинетической энергии движущегося потока в механическую работу на валу 5 турбины. Закрепленные на диске 4 турбины два ряда рабочих лопаток 3 и 3 разделены неподвижными направляющими лопатками 2, которые крепятся к корпусу I турбины. В первом ряду рабочих лопаток 3 скорость потока падает от i до j, после чего пар поступает на неподвижные лопатки 2, где происходит лишь изменение направления его движения, однако вследствие трения пара о стенки канала скорость парового потока падает от с2 до с. Со скоростью с пар поступает на второй ряд рабочих лопаток 3 и снова повторяется идентичный процесс. Поскольку преобразование кинетической энергии в механическую работу на валу турбины Кертиса происходит в двух рядах рабочих лопаток, максимальное значение г ол получается при меньших отношениях k/ j, чем у одноступенчатой турбины. А это значит, что частота вращения вала турбины (колеса) Кертиса может быть снижена по сравнению с одноступенчатой турбиной. Анализ треугольников скоростей показывает, что оптимальный к. п. д. турбины Кертиса достигается при входной скорости пара t i вдвое большей, чем у одноступенчатой турбины. Это означает, что в турбине с двумя ступенями скорости может быть использовано большее теплопадение /loi, чем в одноступенчатой. [c.302]

В статье Гарднера (Л. 22] еще в 1932 г. сообщалось об успещном применении накладок из твердых. материалов (вольфрамовая сталь), припаянных на передние кромки рабочих лопаток колес со стороны спинки лопатки. Накладки укрепляются только на наиболее подверженных эрозии периферийных частях лопаток (см., например, рис. 40,6). Уже в то время применялись профилированные накладки с переменной по высоте лопатки толщиной. Гарднер сообщает об экспериментах, в процессе которых было найдено, что установка таких накладок практически не влияет на к. п. д. турбины. Он считал целесообразным применять защитные накладки на передних кромках лопаток одновременно с устройствами для удаления конденсата из проточной части турбины. Эта рекомендация не потеряла своей актуальности и до настоящего времени. В [Л. 5] указывается, что практически единственной эффективной мерой борьбы с эрозией лопаток последних ступеней паровых турбин является экспериментально проверенная система влагоудаления в комбинации с накладками из сверхтвердых сплавов или другими способами упрочнения передних кромок лопаток. Наилучшим материалом для упрочняющих накладок считается в настоящее время стеллит № 1, содержащий 62% кобальта, 25% хрома н 7% вольфрама. Этот материал поддается обработке и не утрачивает твердости в случае припаивания накладки к лопатке. Однако такой способ упрочнения лопаток может служить причиной образования трещин [Л. 5]. [c.79]

На рис. 1.62 и 1.63 изображен цикл ГТУ с изобарным подводом теплоты. Он строится при следуюп1их допущениях. Рабочие тела — продукты сгорания и воздух — рассматриваются как одно рабочее тело — идеальный газ, который совершает цикл. Реальный процесс сжатия воздуха в компрессоре 1-2 рассматривается как обратимый адиабатный процесс сжатия идеального газа. Сжигание топлива в камере сгорания рассматривается как обратимый изобарный процесс 2-3 подвода теплоты к идеальному газу. Процесс расширения продуктов сгорания в турбине (истечение их из сопл) рассматривается как обратимый адиабатный процесс 3-4 расширения идеального газа. Наконец, реальный процесс охлаждения выходящих из турбин продуктов сгорания до температуры атмосферного воздуха рассматривается как обратимый изобарный процесс 4-1 отвода теплоты от идеального газа. В соответствии с указанными на рис. 1.63 обозначениями напишем выражение термического к. п. д. рассматриваемого цикла [c.90]

Режимом турбины называется вид её рабочего процесса (способа преобразования ею энергии), внешне характеризуемый открытием (или наполнением) и сочетанием оборотности л с напором Н, внутренне режим характеризуется постоянством направления скорости воды в каждой точке турбины и постоянством отношений значений этих скоростей в разных точках между собой, чему соответствует постоянство отношений Q Yh к п Y Н. При разных напорах и одинаковых режимах турбина имеет близкие значения к. п. д. Характерны режимы оптимальный с Trjo = дельно нормальный (при оптимальном п = щ [c.255]

Для турбины П к. п. д. Yjjya И не зависят от значений параметров рабочего процесса, так как характеризуют физический эквивалент производимой механической и затрачиваемой тепловой энергии при отсутствии потерь во внешнюю среду и условном исключении из полного действительного расхода тепла величины расхода тепла на внешнее потребление. [c.45]

Комбинарованные установка. С повышением начальных параметров, в особенности начального давления, термический к. п. д. идеального цикла с противодавлением возрастает в большей степени, чем к. п. д. конденсационной установки. Вместе с тем изменение параметров рабочего процесса меньше влияет на величину -rioi теплофикационных турбин по сравнению с конденсационными той же мощности ввиду больших пропусков пара в ч. в. д. теплофикационных турбин и меньшего влияния конечной влажности пара. По этим причинам повышение начального давления (в отношении тепловой экономичности) в, действительных условиях на комбинированных установках еще более благоприятно, чем на конденсационных установках. [c.85]

Конденсационные установка. Состояние отработавшего пара в конденсационной турбине определяется в области насыщения пара его конечным давлением (или температурой) и влажностью. В идеальном рабочем процессе с заданными начальными параметрами конечное состояние однозначно определяется, если задано конечное давление (вакуум), из условия постоянства энтропии в рабочем процессе. С понижением конечного давления пара (с углублением вакуума) располагаемое теплопа-дение и термический к. п. д. непрерывно возрастают. [c.87]

Приведенные величины к. п. д. установок, подтверждая правильность полученных результатов расчетов тепловых схем установок а, б и в и выводов,, сделанных на основе их сравнения, показывают большое значение для достижения высокой тепловой экономичности ряда факторов экономичности исходного цикла, экономичности турбин, снижения потерь рабочего вещества и рассеяния тепла системой трубопроводов станции, экономичности котельной установки, применения регенеративного процесса, полной загрузки турбоагрегатов двухзального типа (на надстройках высокого давления). Результаты расчетов показывают, кроме того, важность повышения температуры перегрева пара при повышении начального давления. [c.224]

Значение к. п. д. действительного рабочего шроцесса газовой турбины оказывается значительно более низким, поскольку действительный процесс, представленный на 7 5-диаграмме (рис. 45—IV), совершается при сжатии не по адИ аб1ате 1-2, а пО пол)итропе 1-2, в р езультате иагрева воздуха от работы трения в лопатках после сообщения тепла по изобаре 2 -3 расширение газа происходит по политропе 3-4 вследствие нагрева воздуха от трения в лопатках. По этим причинам термодина-м ический к. п. д. действительного процесса при заданных параметрах Рь Р2 и k оказывается меньше теоретического. Кроме того, к. п. д. действительного процесса снижается ввиду потерь в компрессоре и турбине (к. п. д. компрессора не превышает 0,84—0,85, а турбины [c.321]

Несмотря на существенные и принципиальные йтличия условной схемы от действительного процесса, общие выводы элементарной теории довольно хорошо для первого приближения согласуются с данными экспериментальных исследований ковшовых турбин. Однако для современного уровня развития гидро-турбостроения данных элементарной теории ковшовых турбин совершенно недостаточно. Сугубо приближенное представление о рабочем процессе ковшовых турбин привело в 30-х годах к тому, что изготовленные на ЛМЗ ковшовые турбины вначале имели к. п. д. менее 50%. Лишь после нескольких лет экспериментальноисследовательских работ в лаборатории и на действующих ГЭС удалось поднять к. п. д., но только до 70—75%. Эксплуатация турбин сопровождалась сильными вибрациями, шумами, частыми поломками. Все это в известной мере затормозило развитие производства ковшовых турбин. [c.168]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...