Основные параметры ступени турбины

ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ СТУПЕНИ ТУРБИНЫ [c.147]

Графики, приведенные на рис. 9.26 и 9.27, могут служить основанием для предварительного выбора расчетных параметров проектируемой ступени турбины. Для указанной цели часто может оказаться более удобным использование коэффициента нагрузки, который является функцией тех же основных параметров ступени турбины. [c.174]

Влияние увеличения Л, на основные параметры ступени турбины, очевидно, противоположно рассмотренному и показано на рис. 7.1 кривыми 3. [c.227]

В предыдущих разделах рассматривалось течение газа и преобразование энергии в одной элементарной ступени турбины, расположенной на некотором произвольном диаметре. Очевидно, что преобразование энергии на других диаметрах происходит так же, однако при одинаковой схеме течения основные параметры ступени получаются различными. [c.176]

Рабочий процесс в ступенях паровых и газовых турбин. Изменение параметров в ступени турбины в основном определяется соотношением проходных сечений соплового аппарата и рабочего колеса. При некотором соотношении сечений статическое давление р перед рабочим колесом равно давлению рг за ним (активная ступень, рис. 4.5, с) или больше его (реактивная ступень, рис. 4.5,6). При Р1/Р2 1,0 1,05 ступень условно также считается активной. [c.182]

Основные типы паровых турбин. Паровые турбины можно классифицировать по принципу работы, по числу ступеней, способу подвода пара, параметрам пара, назначению установки и по другим признакам. [c.136]

Расчет турбинной ступени начинается с определения конструктивных и режимных параметров вдоль средней линии тока. Течение рабочего тела при этом считается одномерным, и расчет производится для характерных контрольных сечений проточной части — сечения между направляющим аппаратом и рабочим колесом и за рабочим колесом ступени. Несмотря на значительную схематизацию, одномерный расчет позволяет с достаточной точностью определить основные размеры ступени и параметры рабочего тела. Кроме того, расчет по одномерной схеме чрезвычайно прост и [c.21]

Давление пара в нерегулируемом отборе определяется в основном пропуском пара через следующие за отбором ступени турбины. Ниже рассмотрены два случая когда пропуск пара через последующую за отбором ступень соответствует критическому расходу и когда он ниже критического расхода. Второй случай является основным. Параметры отнесены к состоянию пара перед ступенью, следующей за отбором пара, и отвечают, следовательно, состоянию его в камере нерегулируемого отбора. [c.101]

Таким образом, использование непрерывно изменяющихся (если отвлечься от деления турбины на ступени и цилиндры) параметров позволяет путем задания различных сочетаний определяющих параметров синтезировать различные тепловые схемы. Кроме того, поскольку большинство определяющих параметров — в то же время основные параметры, подлежащие технико-экономической оптимизации, появляется возможность одновременной оптимизации и параметров, и структуры тепловой схемы. [c.81]

При одинаковых проточных частях и полном давлении перед соплами первой и регулирующей ступеней турбины при расчетном режиме должны развивать одинаковые мощности, так как они имеют одно и то же число включенных сопел и равные их площади, одинаковые расходы пара, а также одни и те же начальные и конечные параметры. При переменных режимах характеристики работы обеих машин будут различными. Для сравнения тепловых процессов обеих конденсационных турбин начнем с холостого хода. Основное различие устройства первой ступени заключается в том, что сопла при качественном регулировании расположены в общей сопловой камере, а при количественном регулировании сопловые камеры устанавливаются по числу клапанов турбины. [c.160]

До настоящего времени основная часть (до 80%) электрической энергии вырабатывается на тепловых и атомных электростанциях. Ведущая роль этих электростанций сохранится и в будущем . Источниками тепловой энергии на таких электростанциях служат главным образом природное химическое топливо (уголь, нефть, газ) и ядерное горючее. В качестве энергетических установок на тепловых (и атомных) электростанциях служат паротурбинные установки (ПТУ). Широкое применение ПТУ в энергетике связано с их надежностью, большим ресурсом работы и отсутствием компрессора для сжатия рабочего тела — водяного пара до высоких давлений. Однако экономичность ПТУ ограничена. Даже при сверхкритических тепловых параметрах водяного пара эффективный к.п.д. ПТУ едва достигает 40%. К недостаткам ПТУ относятся также большой удельный расход тепла (около 2000 ккал/кВт-ч) на производство электроэнергии, большие габариты, значительный удельный вес (10 кг/кВт), невысокая надежность поверхностей нагрева парогенераторов, большие удельные объемы водяного пара в последних ступенях турбины, ограничивающие единичную мощность машины, большое время запуска (несколько суток), большие потери циркуляционной воды (до 3,6 кг/кВт-ч) в градирнях и др. Кроме того, мощные энергетические ПТУ, работающие на природном химическом топливе (уголь, мазут), являются крупными источниками вредных выбросов (пылевидные частицы, окислы азота, сернистые соединения) в атмосферу и тепловых выбросов в водоемы. [c.4]

Важным фактором, определяющим экономичность парогазовой установки, является выбор схемы и параметров газовой и паровой ступеней цикла. Основными параметрами, определяющими тепловую эффективность парогазовой установки по сравнению с паросиловыми при равных начальных параметрах пара, являются начальная температура газов и избыток воздуха перед газовой турбиной. Однако, как видно из рис. VI. 2, степень интенсивности влияния избытка воздуха на повышение к. п. д. ПГУ с простейшими одновальными газовыми турбинами зависит от соотношения к. п. д. паровой и газовой ступени ПГУ или соответственно начальных параметров пара и газа, определяющих эти к. п. д. [c.215]

Большое внимание уделено вопросам движения влажного пара в проточной части ступеней турбин, характеристикам турбинных решеток и ступеней на влажном паре (гл. 11 —13). Здесь рассмотрено влияние влажности на основные характеристики решеток, на к. п. д., реакцию и коэффициенты расхода турбинных ступеней с различными геометрическими и газодинамическими параметрами. Сюда примыкают материалы о сепарации влаги из проточных частей и эрозии лопаток. [c.7]

Наряду с мощностью и к. в. д. к основным параметрам относятся также расход, давление и температура пара в ступенях турбины. [c.18]

Кроме и/ j, р и Лет можно указать еще на другие параметры, которые также характеризуют рабочий процесс в ступени турбины. Однако не следует думать, что для исследования работы ступени и ее КПД необходимо рассматривать множество различных параметров одновременно. Можно показать, что при заданном уровне потерь между ними существуют взаимосвязи, определяемые основными уравнениями движения газа. [c.149]

ВЛИЯНИЕ ОСНОВНЫХ РАСЧЕТНЫХ ПАРАМЕТРОВ м/п (ИЛИ и/сад) И р НА ПОТЕРИ И КПД СТУПЕНИ ТУРБИНЫ [c.168]

ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ТУРБИНЫ СО СТУПЕНЯМИ ДАВЛЕНИЯ [c.215]

Как и у компрессора, форма проточной части турбины и форма лопаток каждого ее венца соответствуют изменению плотности газа по тракту и форме треугольников скоростей только на одном (расчетном) режиме работы турбины. В различных условиях эксплуатации ГТД частота вращения ротора, температура газа на входе и другие величины, определяющие режим работы турбины, могут изменяться в значительных пределах. Это приводит к перераспределению теплоперепада между ступенями, к изменению формы треугольников скоростей и углов атаки и в конечном счете к изменению КПД, работы на валу и других параметров турбины. Зависимости, определяющие изменение основных параметров турбины при изменении режима ее работы, называются характеристикой турбины. [c.223]

Относительный массовый расход топлива зависит от схемы и параметров ГТД. При простых схемах без промежуточного охлаждения (ПО) компрессоров и промежуточного подогрева (ПП) в турбине и при сжигании топлива с высокой теплотой сгорания — около 40 000 кДж/кг (природный газ, жидкое топливо) массовый расход топлива составляет около 1% расхода рабочего газа, а при сложных схемах — до 2%. Утечки воздуха составляют при простых схемах около 0,5% общего расхода, а при сложных— до 1—2% из-за увеличения давления, числа корпусов и концевых уплотнений. Почти у всех современных ГТД 1—2% воздуха используется для охлаждения одной или нескольких ступеней турбины, работающих при высоких температурах. Этот воздух затем соединяется с основным потоком рабочего газа в турбине и совершает в ней полезную работу. Однако из-за более низкой его температуры и некоторого возмущения основного потока в местах смешения с воздухом мощность турбины несколько уменьшается. Влияние всех выше отмеченных факторов примерно взаимно компенсируется. [c.112]

Пример 2.2. Определить основные размеры проточной части промежуточной ступени турбины и построить для нее треугольники скоростей по следующим исходным данным начальные параметры Ро = МПа, д = = 410°С, Р2 3,37 МПа, сд = 40 м/с расход пара через [c.40]

Представляет также интерес наблюдаемое изменение формы окислов железа, образующихся в проточной части турбины, в зависимости от параметров пара. Как видно из данных табл. 4 и 5, магнетит отлагается в основном на тех ступенях турбины, где давление пара наибольшее, т. е. главным образом на ступенях, более близких к входу пара, тогда как гематит начинает встречаться в отложениях последних ступеней турбины высокого давления и преимущественно в турбинах низкого давления. [c.276]

Основным типом этих турбин является турбина с одним регулируемым отбором пара. На рис. П.68 дан продольный разрез турбины Уральского турбо-моторного завода марки Т-25-90/1,2, представляющей собой модернизированный вариант турбины ВТ-25-4 ЛМЗ. Турбина рассчитана на начальные параметры пара 88,2 бар (90 кгс/см ) и 535° С и на отбор пара для отопительных нужд с абсолютным давлением 1,18—2,35 бар (1,2—2,5 кгс/см ) в количестве до 25 кг/с (90 т/ч). Мощность турбины 25 тыс кВт при 3000 об/мин. Нерегулируемых отборов пара для регенеративного подогрева воды — пять. Турбина состоит из одновенечной регулирующей ступени и последующих 21 активных ступеней давления в части высокого давления (ч. в. д.) в части [c.212]

Уменьшение температуры Гг связано с понижением давления рг в конденсаторе. Рациональное значение рг определяется температурой охлаждающей воды и составляет 3,4—3,9 КПа, что соответствует температуре насыщения ts 25 °С. Дальней-,шее понижение рг нецелесообразно. В этом случае значительно увеличивается удельный объем влажного насыщенного пара и, следовательно, возрастают габаритные размеры и масса конденсатора и последних ступеней паровой турбины. Таким образом, увеличение начальных параметров пара в паросиловых установках — один из основных способов повышения их эффективности. В настоящее время созданы и успешно эксплуатируются теплосиловые установки с начальным давлением пара 29,4 МПа и начальной температурой его 600—650 °С [21]. [c.168]

Особенно удобно применение постановки I при расчете двухпоточных РОС, предназначенных для работы в составе ЦНД паровых турбин [57]. Площадь выходного сечения рабочего колеса и параметры на выходе являются заданными, и постановка I позволяет непосредственно определить основные конструктивные размеры ступени, обеспечивающие максимальный ее к. п. д. [c.31]

Программа исследования ДРОС, предназначенных для ЦНД мощных паровых турбин, выполнена в ЛПИ на холодном воздухе [46] и в МЭИ на водяном паре [105]. Для этих целей в проблемных лабораториях вузов созданы уникальные экспериментальные установки с моделями различного конструктивного оформления проточной части. Основные геометрические параметры испытанных ступеней приведены в табл. 3.2. [c.112]

Теория турбинной и компрессорной ступеней должна быть построена исключительно на газодинамической базе. Основная задача такой теории — расчетное построение характеристики ступени, которое освещено в основном в гл. I. Прежде всего необходимо показать, как можно расчетным путем получить наивыгоднейший профиль лопатки для заданных параметров потока перед и за решеткой и распределение давлений потока по контуру профиля. Затем объяснить физическую сущность влияния на потери течения через канал лопаточной решетки чисел УИ и Re в потоке и влияние на потери шага профилей в решетке, показать влияние ширины решетки и вывести основные правила конструирования лопаточного профиля. Влияние указанных факторов следует рассматривать с точки зрения снижения потерь в потоке, текущем через лопаточный канал сначала прямой решетки, а затем круговой. [c.160]

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]

Рассмотрим мероприятия, усовершенствующие принятую схему моделирования для учета основных факторов, влияющих на распределение рабочего тела в турбине, которыми на первом этапе надо было пренебречь. В частности, в устройстве в том виде, в каком оно представлено в параграфе 2 настоящей главы, предполагается моделирование расходов рабочего тела в пределах только одной ступени при зафиксированных параметрах перед ступенью и за нею. Между тем при такой постановке вопроса нельзя учесть влияние соседних ступеней, изменение параметров перед ступенью и за нею. [c.222]

На основе имеющихся экспериментальных данных Балье в работе [ 109 ] предлагает строить диаграммы для разных типов турбин в координатах —d . На диаграмму наносятся линии равных к. п. д., отношений Ui/ g, значений угла и других параметров. Для ступеней осевого и радиального типов с полным подводом, осевого с парциальным подводом отдельно строятся разные диаграммы, позволяющие ориентировочно оценить основные параметры ступени, обеспечивающие требуемую экономичность и соответствующую оптимальную конструкцию. Объемный расход Q, использующийся для вычисления -n.g и ds, рассматривается на выходе ступени в сечении II—II (см. рис. 1.1, 6). В первом приближении объемный расход можно определить по изоэнтропным соотношениям. При построении диаграмм учитывается влияние на к. п. д. относительной высоты сопловых лопаток, числа лопаток, радиального зазора, толщины выходных кромок лопаток. [c.19]

Еще более значительны затруднения, возникающие при расчете параметров потока реагирущей системы в проточной части газовой турбины. Немонотонность теплофизических свойств и учет кинетики химических реакций делают в настоящее время практически неразрешимой и задачу стационарного двумерного вихревого течения реагирующей смеси. Эти затруднения указывают на необходимость разработки упрощенной математической модели, отражающей основные физические закономерности расширения реагирующего газа в ступени турбины. [c.166]

Ввиду разнообразия конструктивных типов турбин, непрекращаюшегося их усовершенствования, разнообразия параметров и расходов пара, тенденции к повышению давления и температуры пара—зависимость величины от основных определяющих факторов не может быть дана однозначно. Можно указать лишь возможные относительно широкие пределы изменения величины r oi в зависимости от конструктивных типов ступеней турбины, величины пропуска пара и значений рабочих параметров пара. Систематизированные данные о величинах -гю,- современных турбин различных конструкций, с различными параметрами и пропусками пара почти отсутствуют, иже приведены по имеющимся литературным данным ориентировочные величины [c.81]

Пар с параметрами точки 1 из основного перегревателя / поступает в первую ступень турбины II, в которой расширяется до состояния 2 (процесс 1-2), после чего выводится из турбины и направляется во вторичный перегреватель /V, где при р = onst вновь перегревается (процесс 2-3) и возвращается во вторую ступень турбины III с состоянием точки 3. Во второй ступени пар расширяется до конечного давления в конденсаторе (процесс 3-4). [c.283]

Анализ конструктивных схем насосных агрегатов с раздельным вращением лопастных колес БНА и ротора основного ТНА показал, что высокое значение Скр.с.п = 5000...10 ООО можно получить, выполнив ТНА по схемам, приведенным на рис. 10.23, б, д. Причем наибольщие антикавига-ционные качества отмечаются только вблизи расчетного режима, т.е. в узком диапазоне подач. Причины зтого заключаются в возникновении обратных токов при малых расходах и во взаимном влиянии параметров гидравлической турбины на антикавитационные характеристики основного насоса. Эти недостатки отсутствуют в насосе, вьшолненном по схеме, приведенной на рис. 10.23, г, с д которого стабильна в широком диапазоне подач и достигает 10 000 единиц. Большие значения С р с п обеспечивают насосы, вьшолненные по схеме с приводом первой ступени через зубчатую передачу (см. рис. 10.23, а) или с независимым приводом обеих ступеней насосов (см.рис. 10.23,в). [c.224]

Основными режимными параметрами, оказываюш,ими влияние на экономичность ступени, являются значения критериев Re и М. Поэтому необходимо иметь представление о раздельном влиянии каждого из критериев на к. п. д., а также знать границы области автомодельности по числу Re, что является крайне важным при переносе данных модельных испытаний на натурные условия. Достоверные данные о влиянии чисел Re и М на потери и границах области автомодельности могут быть получены только экспериментально. Для проведения таких опытов необходимо иметь возможность при сохранении постоянным отношения давлений П,, изменять общий уровень давлений в ступени, так как изменять число Re независимо от скорости течения газа при работе с одним и тем же рабочим телом можно только за счет вязкости, т. е. перехода в другой интервал температур и давлений газа. Подавляющее большинство экспериментальных стендов для исследования радиально-осевых турбин имеет рабочим телом воздух, причем выход рабочего тела из ступени происходит непосредственно в атмосферу и раздельное изменение чисел Re и М осуществить чрезвычайно затруднительно. Эта задача решается применением водяного пара в качестве рабочего тела модельной установки. [c.149]

Основными характеристиками всякого пароперегревателя являются зависимости тепловосприя-тия от нагрузки и коэффициента избытка воздуха. На рис. 7-13 представлены полученные ОРГРЭС зависимости температур пара по ступеням пароперегревателя котла ТГМ-94 от нагрузки. В установке сжигался мазут с несколько повышенным избытком воздуха (а"п.п=1,2), что позволило исключить затягивание факела в конвективные газоходы. Вместе с тем абсолютное те-пловосприятие по ступеням в этом случае несколько отличалось от те-пловосприятия в оптимальном режиме, т. е. с малыми избытками воздуха. Характеристика была снята при постоянном давлении пара и регулировании блока клапанами турбины. Последнее обстоятельство подчеркивается в связи с тем, что работа блоков на скользящих параметрах искажает характеристики за счет одновременного изменения температуры насыщения и теплоемкости пара. [c.202]

Следует отметить, что при изменении основных критериев подобия линейный характер Ат1ог(Уо) нарушается. Столь значительное влияние чисел М и р объясняется не только зависимостями коэффициентов потерь в решетках от этих параметров, но и изменением составляющих потерь, обусловленных взаимодействием решеток в ступени (периодическая нестационарность и высокая турбулентность). В основном в этом и проявляется расхождение между расчетами ступени, выполненными по газодинамическим характеристикам изолированных решеток, и результатами испытаний турбинных ступеней. Определенное значение имеет также влияние перекрыши на влажном паре, до сих пор не изученное, а также возрастание утечек через надбандажные и диафрагменные уплотнения (см. гл. 7). Необходимо также учитывать особенности струк- [c.158]

Напомним основные физические причины возникновения периодической нестационарности в турбинной ступени. В промежуточной ступени система волн сжатия и разрежения возникает при обтекании входных и выходных кромок сопловых и рабочих лопаток, создающих зоны повышенного и пониженного давления, распространяющиеся против потока и по потоку (в межлопаточные каналы). В результате на входе и выходе из сопловой и рабочей решеток и в каналах создаются периодические изменения давления и температур, т. е. пульсации параметров потока, частота которых определяется частотой вращения рабочей решетки и соотношением числа сопловых и рабочих лопаток в ступени zjzz- [c.188]

Взаимодействие основного и вторичного потоков происходит на участке поверхности тока под влагоотводящим каналом. Длина этого участка в турбинных ступенях обычно значительно меньше периферийного радиуса. Это дает основание заменить действительный поток плоским. Влияние турбулентного трения на границе проникает в основной поток лишь на небольшую глубину А/. Параметры в зазоре до влагоотводящего канала будем считать одинаковыми во всем слое толщиной Л/. К таким параметрам относятся скорость i, плотность Qj и угол 1. В зоне взаимодействия потоков будем считать изменяющейся только скорость пара. [c.239]

При неизменных параметрах свежего пара момент инерции ротора турбины увеличивается с ростом ее мощности, что обуславливается главным образом увеличением размеров последних ступеней, даюших основную часть обшего момента инерции. До мощности турбины около 50 тыс. кет это увеличение в среднем почти пропорционально росту мощности. В дальнейшем, когда достигается предельный диаметр последней ступени, рост ее пропускной способности осуществляется за счет применения двух и более выхлопов, ступени Баумана, увеличения выходной скорости, т. е. без увеличения диаметра, и рост момента инерции замедляется. [c.121]

Таким образом, описанное устройство вместо однозначности параметров пара во всем промежутке между сопловыми и рабочими лопатками позволяет моделировать состояние пара в корневом, среднем и периферийном сечениях. При этом состояние в среднем сечении остается характерным для основного потока (сопло — лопатка), а параметры в корневом и периферийном сечениях. определяют расходы соответственно через щель между диафрагмой и рабочим колесом и через надбандажное пространство. Это обстоятельство позволяет получать более надежные данные для утечек через упомянутые элементы турбинной ступени. [c.224]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...