Относительные к. п. д. турбинной ступени

В разработанной математической модели потери от влажности пара учитываются снижением внутреннего относительного к.п.д. турбинной ступени на 1 % на каждый процент влажности пара перед ступенью с учетом теплоперепада сопловой решетки. Результаты расчетов реальных схем паротурбинных установок (с учетом потерь от влажности пара) дают более сложные зависимости экономичности турбоустановки от параметров и схем промежуточного перегрева. На рис. 4.3 представлены результаты нескольких серий расчетов тепловых схем турбоустановки с одним промежуточным сепаратором и с последующим перегревом пара в одной или двух ступенях паром из отборов турбины и (или) острым паром. Применение только промежуточной сепарации позволяет снизить потери от влажности пара в турбине на 3% (к.п.д. турбоустановки без сепарации и перегрева составляет 0,3) при давлении в сепараторе 5 -j- 6 ата (кривая 1). Применение одноступенчатого промежуточного перегрева острым паром при давлении около 10 ата позволяет повысить экономичность установки почти на 1% по сравнению с установкой без перегрева одноступенчатый перегрев отборным паром дает соответственно меньшее повышение экономичности при меньших оптимальных давлениях промежуточного перегрева. Использование двухступенчатого перегрева повышает [c.85]

ОТНОСИТЕЛЬНЫЕ К. П. Д. ТУРБИННОЙ СТУПЕНИ [c.169]

Полагая, что все потери полезной работы происходят в турбине, причем внутренний относительный к. п. д. турбины г т одинаков для всех ступеней, после очевидных преобразований получим [c.582]

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]

В корпусе турбины предусмотрены специальные карманы для улавливания капель ртути из потока ртутного пара в последних ступенях. Внутренний относительный к. п. д. турбины около 75 / и выше. [c.66]

Для более подробного анализа работы станции часто приходится анализировать ночные режимы работы с минимальными электрическими и тепловыми нагрузками. Для теплофикационных турбин характерными являются три режима максимальный зимний, средний зимний и летний режим со средней нагрузкой горячего водоснабжения. Для турбин Т-100-130 и Т-175-130 интерес представляет режим при максимальных теплофикационных отборах турбин. Включение трубного пучка в конденсаторе дает возможность сократить потери теплоты в конденсаторе турбины, исключить расход электроэнергии на работу циркуляционных насосов и получить дополнительно от турбин от 10 до 36 МВт теплоты на базе потока пара, проходящего в конденсатор турбины. При этом режиме последние ступени турбины работают при повышенном давлении в конденсаторе, так как в трубный пучок подается обратная сетевая вода при температуре 50-—70° С. При этом необходимо учесть снижение внутреннего относительного к. п. д. последних ступеней турбины, а также изменения в работе сетевых подогревателей турбины в связи с подогревом сетевой воды в трубном пучке. Необходимые данные для расчета могут быть получены на основе промышленных испытаний турбин с включенным трубным пучком в конденсаторе. При проектировании новых типов турбин приходится предварительно определять расход пара по аналитическим формулам например, для турбины с двумя регулируемыми отборами с учетом коэффициента регенерации — по формуле [c.82]

Относительный внутренний к. п. д. турбинной ступени. Изображение процесса в ступени в / -диаграмме [c.174]

Работа и относительный к.п.д. одной ступени турбины. При выходе из сопла пар с абсолютной скоростью l поступает в каналы рабочих лопаток. Поскольку рабочая лопатка изогнута, то струя пара, поступая на нее, изменяет свое направление. При этом создается окружное усилие, вращающее диск турбины. [c.241]

Как уже отмечалось, применение в активной турбине одних ступеней скорости экономически невыгодно, так как понижается относительный к. п. д. турбины. Поэтому для понижения окружной скорости рабочего колеса вместо ступеней скорости применяются в активных турбинах ступени давления. При этом относительный к. п.д. сохраняется достаточно высоким. [c.114]

Иначе говоря, для получения более компактной конструкции и высокого относительного к. п. д. турбины в целом целесообразно строить комбинированные активные турбины со ступенями скорости и давления. На фигуре 5-8, а показана схема активной турбины с двумя ступенями скорости и двумя ступенями давления. В выполненных конструкциях паровых турбин число ступеней скорости не более двух, реже — трех, а число ступеней давления бывает от 5 до 15 в одном цилиндре. [c.116]

При расчетной нагрузке и прочих одинаковых условиях внутренний относительный к. п. д. турбины с сопловым парораспределением ниже, чем с дроссельным (включая потери дросселирования в паровпускных органах), вследствие более низкого к. п. д. регулирующей ступени (см. стр. 27). С уменьшением нагрузки потери в дроссельном клапане возрастают, с некоторого момента становясь больше потерь в регулирующей ступени, которые также возрастают, вследствие увеличения располагаемого теплопадения и уменьшения к. п. д. ступени. [c.33]

Г]ц — средний внутренний относительный к. п. д. всех ступеней турбины от мест.а отбора до конденсатора [c.237]

Относительный к. п. д. турбины со ступенями скорости [c.368]

Применение к активной турбине ступеней скорости снижает число оборотов турбины, однако вместе с тем при этом понижается и относительный к. п. д. турбины. [c.369]

В условиях значительных отклонений параметров цикла, носящих к тому же длительный характер, вопросы надежности работы приобретают определяющее значение. Подобные изменения режима могут вызвать перегрузку отдельных ступеней и изменение их температурных условий. Перераспределение тепловых перепадов по ступеням турбины вызывает изменение реактивности ступеней, что отражается на условиях работы упорного подшипника и лопаточного аппарата турбины. Работа ступеней в нерасчетных режимах приводит к ухудшению внутреннего относительного к. п. д. турбины. К еще большему понижению экономичности приводит изменение термического коэффициента полезного действия при понижении начальных или повышении конечных параметров цикла. В подобных случаях необходимо наряду [c.67]

Эта формула является приближенной, поскольку она не учитывает изменения внутреннего относительного к. п. д. турбины. При таком режиме давление в камере регулирующей ступени несколько снизится, что приведет к небольшой разгрузке нерегулируемых ступеней и некоторой перегрузке регулирующей ступени по сравнению с расчетным режимом. Эти изменения не МОГУТ считаться опасными как с точки зрения надежности упорного подшипника, так и по причине перегрузки регулирующей ступени. [c.69]

Общий перепад давления в турбине равномерно распределен между ступенями, и чем больше ступеней в турбине, тем меньше теплопадение в ступени и, следовательно, при меньшей частоте вращения ротора турбины достигается наибольший относительный к. п. д. на рабочих лопатках. Хотя увеличение числа ступеней усложняет и удорожает турбину, однако благодаря высокому к. п. д. они получили широкое развитие. [c.303]

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]

Из этого выражения следует, что при je = О и л = os i относительный К.П.Д. ступени активной турбины т]о.л обращается в нуль. [c.334]

В дальнейшем при построении условного процесса в /5-диаграмме будем пользоваться величиной внутреннего относительного к. п. д. проточной части (или группы ступеней) турбины и отдельно учитывать дросселирование пара в регулирующих клапанах. В общих выражениях к. п. д. установки и станции величина учитывает также дросселирование пара. [c.32]

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]

У турбин, работающих с постоянным числом оборотов, внутренний относительный к. п. д. зависит главным образом от к. п. д. ступени е. от отношения окружной скорости движения ло- [c.30]

Неравномерное распределение отложений на поверхности лопаток и по длине проточной части приводит к изменению реактивности ступеней турбины, а следовательно, и изменению усилий, действующих на упорный подшипник. Шероховатость лопаток, искажение профилей каналов и перераспределение тепловых перепадов в ступенях из-за отложений являются причиной заметного снижения экономичности работы турбин, о которой можно судить по изменению внутренних относительных к. п. д. ступеней. Такой контроль является наиболее надежным и требует проведения сравнительно несложных испытаний. [c.105]

Рис. 5-2. Уменьшение внутренних относительных к. п. д. цилиндра вы-сокого давления и турбины В,К-100-2 при различных степенях повышения давления в камере регулирующей ступени.

Однако увеличение давления при неизменной температуре пара перед турбиной (to) ведет к нежелательному росту влажности пара в конце процесса расширения, ухудшению работы последних ступеней турбины и снижению ее внутреннего относительного к. п. д. (T)oi)-)8 [c.18]

Поэтому начальный перегрев ртутного пара слабо уменьшает конечную влажность на последних ступенях турбины. Так, например, сухой насыщенный пар с начальным давлением 2,1 ата (40Э°С), расширяясь до противодавления 0,04 ата, приобретает конечную влажность 16 Д,. Перегретый до 600 С пар того же давления при расширении также до 0,04 ата имеет конечную влажность 13 /о (в обоих случаях внутренний относительный к. п. д. принят в 75 / ). [c.22]

Относительный внутренний к. п. д. группы ступеней (отсека) турбины, с неизменным пропуском пара [c.591]

Первая часть обусловлена уменьшением влажности пара на последних ступенях турбины, что приводит к уменьшению тормозяш,его действия капелек влаги в этих ступенях и к соответствующему повышению внутреннего относительного к. п. д. турбины, Т]ог- [c.35]

Заслуживает внимания тот факт, что ртутно-водяной цикл позволяет получить высокий экономический к. п. д. и в паротурбинных установках малой мощности, тогда как применение высокого начального давления пара в паротурбинных установках малой мощности не дает повышения экономического к. п. д. вследствие снижения внутреннего относительного к. п. д. при малых размерах проточной части (isepsbie ступени) турбины. Особенно сильно снижается относительный к. п. д. турбины при мощностях 3000—4000 кет и ниже. [c.9]

Одной из предпосылок Гафферта является также предположение о независимости оптимального противодавления ртутной турбины от внутреннего относительного к. п. д. турбины водяного пара и от числа отборов в ней для регенеративного подогрева воды. С этим предположением нельзя согласиться. В самом деле, выше уже показано, что термический относительный к. п. д. ртутной ступени цикла всегда больше термического относительного к. п. д. водяной ступени. Если для испарения 1 кг воды требуется т кг отработанного ртутного пара, то общий внутренний теплоперепад на 1 кг водяного пара ц т кг ртутного пара будет равен [c.29]

Из сказанного становится ясным, что оптимальная температурная граница между ртутной и водяной ступенями бинарного цикла, вопреки предположению Гафферта, зависит как от величины внутреннего относительного к п. д. турбины водяного пара, 1ак и or числа отборов в ней на регенерацию. [c.30]

Таким образом, применение ступеней давления в активнок турбине позволяет значительно снизить окружную скорость рабочих колес. При этом сохраняется наивыгоднейшее отношение при котором относительный к. п. д. турбины будет [c.116]

Вг.иие мы определили внутренний относительный к. п. д. ступени, как отношение работы, переданной валу турбины, к располягао-мому I ступени теплопадению (фо рм. 5-10). Аналогично этому внутренним относительным к. п. д. турбины в целом называется отношение [c.303]

При дроссельном парораспределении весь пар, поступающий в турбину, проходит через дроссельный клапан и подводится ко всему сопловому аппарату первой ступени турбины. Поэтому давление пара перед первой ступенью турбины изменяется в зависимости от нагрузки, так же как и в остальных ступенях, по уравнению (5-33) или для конденсационных турбин по уравнению (5-34). Изменение расхода пара на турбину осуществляется изменением открытия (подъема) дроссельного клапана, вследствие чего изменяется степень дросселирования пара пар поступает к соплам первой ступени без дросселирования лишь при максимальном расходе. В s-диаграмме состояние пара после дросселирования (см. 1-18) изображается точками на линии = onst (фиг. 5-47). При этом располагаемое адиабатическое теплопадение на всю турбину становится меньше, и даже при сохранении внутренних относительных к. п. д. всех ступеней турбины неизменными, общий к. п. д. всей турбины, отнесенный к первоначальному (расчетному) располагаемому теплопадению (AiBi на фиг. 5-47), уменьшается. Поэтому дроссельное регулирование при значительных колебаниях нагрузки неэкономично. [c.338]

Из уравнения (6.4) следует, что удельная работа (Дж/кг) ступени /, = PuU/m . Отношение удельной работы к располагаемому теплопаде-нию ho называется относительным к. п. д. ступени турбины на лопатках rio,T [c.300]

Из соотношения (31-1) вытекает, что при равенстве относительных внутренних к. п. д. отдельных ступеней т]" суммарный относительный внутренний к. п. д. турбины rioi численно возрастает [c.344]

Выделяющиеся в последних ступенях турбины капли влаги вызывают механический износ (эрозию) рабочих лопаток и понижают относительный внутренний к. п. д. турбины. Надежная работа лопаток последних ступеней турбины обеспечивается при влажности пара не выше 12%, т. е. при степени сухости не ниже0,88. Для достижения допустимой степени сухости пара применяется как один из способов повторный (промежуточный) Фиг. 79. перегрев. Сущность его заключается в том, что свежий перегретый пар, поступивший в турбину, после расширения в ступенях высокого давления 1 — 2 (фиг. 79), при пониженном давлении р и температуре подвергается при постоянном давлении (линия 2 — 3) вторичному перегреву до температуры /3, [c.157]

Закрученные лопатки и элементарные методы расчета пространственного потока в ступенях паровых турбин начали применяться лишь в 30-х годах нынешнего столетия, значительно позже, чем в гидромашиностроении. Уже успешно работали, в частности, свирские гидротурбины с лопатками, закрученными по методу с г = onst, а лишь в 1929 г. появилась первая работа Г. Дарье [35], в которой обсуждался этот вопрос применительно к тепловым турбинам. Это связано, с одной стороны, с исторически более поздним развитием механики сжимаемой жидкости (газовой динамики), с другой —с относительной простотой реализации термодинамического цикла паротурбинной установки, вполне работоспособной и при невысоком к. п. д. турбины. [c.189]

Таким образом, применение промежуточного перегрева острым или отборным паром для снижения влажности пара в проточной части турбины менее эффективно с точки зрения экономичности термодинамического цикла, чем использование промежуточной сепарации влаги в вынесенных сепараторах или применение влагоудаляющих устройств в ступенях турбины. Применение промежуточного перегрева может быть оправдано только необходимостью обеспечения допустимого по условиям длительной надежности работы лопаточного аппарата значения конечной влажности пара в последних ступенях турбины или существенным повышением внутреннего относительного к.п.д. турбоустановки из-за снижения влажности пара в ступенях. Учет последнего обстоятельства достаточно сложен, так как пока нет надежных методов определения действительной влажности пара в ступени, методов расчета количества удаленной влагоулавливающими устройствами влаги, а также величины потерь от влажности. [c.85]

Уменьшение же диаметра дисков путем уменьшения числа ступеней связано с понижением к. п. д. турбины. Таким образом, относительно большие диаметры дисков ртутнопаровых турбин по сравнению с турбинами водяного парз той же мощности будут, повидимому, неизбежны. [c.63]

Турбина имеет хорошие эксплуатационные качества. Как показали тепловые испытания, проведенные ВТИ с участием ТЭЦ, Мосэнерго, ТМЗ и Киевского политехнического института, ее экономичность при конденсационных и теплофикационных режимах существенно лучше расчетной. При электрической нагрузке 100 тыс. кет удельный расход тепла составляет 2095 ккал1квт-ч. Внутренний относительный к. п. д. ЦВД, например при четырех открытых регулирующих клапанах, составляет 80%, а к. п. д. первых восьми ступеней ЦСД, работающих в области перегретого пара, превышает 88%. [c.35]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...