Потери тепла и к. п. д. ступени

Э охлаждающую среду. Потери тем больше, чем выше температура газа перед расширением. Увеличение температурной разности и увеличение числа охлаждаемых ступеней приводят к возрастанию охлаждаемых поверхностей проточной части, увеличению теплового потока и увеличению потерь тепла в охлаждаю-ш ую среду. [c.180]

В таком бинарном цикле топливо расходуется на парообразование ртути ртутная турбина работает с противодавлением, потери в холодном источнике всего комбинированного цикла ограничиваются потерями тепла отработавшего водяного пара. Работа (механическая энергия) получается в обеих ступенях цикла — в турбинах ртутного и водяного пара. [c.530]

Потери тепла с продувочной водой при последовательном питании ступеней иг-отсутствии охладителя продувки могут быть определены из уравнения [c.365]

Потери тепла с конденсацией в идеальном ртутном цикле отсутствуют, так как все тепло конденсирующегося ртутного пара используется на испарение воды. В водяной ступени бинарного цикла потери тепла в конденсаторе графически изображаются площадкой 9—8—8 —9. Таким образом, общий к. п. д. идеального бинарного ртутно-водяного цикла выразится в рассматриваемом случае соотношением [c.34]

В первом из этих циклов потери тепла с охлаждающей водой в низкотемпературной ступени меньше, чем в высокотемпературной ступени Qк, на величину ( исп [c.18]

Промежуточное охлаждение воздуха Многоступенчатое сжатие воздуха с промежуточным охлаждением и многократный подвод тепла позволяют в 1,5—2 раза увеличить мощность газовой ступени ПГУ. Охлаждение воздуха в цикле ГТУ уменьшает потребляемую компрессором мощность, что увеличивает полезную мощность установки. Однако промежуточное охлаждение воздуха при сжатии приводит и к отрицательным явлениям — потерям тепла с охлаждающей водой и увеличению гидравлического сопротивления воздушного тракта ГТУ за счет промежуточных охладителей. [c.41]

Расход забортной воды через опреснитель с учетом потерь тепла на вторичное испарение дистиллята в последующих ступенях и через изоляцию [c.291]

В многоступенчатых паровых турбинах имеет место возврат тепла, заключающийся в частичном использовании тепловых потерь предыдущих ступеней в последующих ступенях. [c.226]

При работе турбины неизбежны потери в ступенях ее, связанные с подсосами или утечками пара. При наличии реакции в размере около 2% в камере между соп лами и рабочими лопатками, по экспериментальным данным Н. М. Маркова, отсут ствуют подсосы и утечки. При небольших перепадах тепла можно с достаточной точностью считать перепады давлений прямо пропорциональными перепадам тепла поэтому формулу (75), применяемую для определения расхода пара через уплотни тельную щель, можно выразить следующим образом [c.70]

Из этого соотношения следует, что потери тепла в МВУ увеличи" ваются с возрастанием количества ступеней выпаривания. [c.119]

Потери в ступенях турбины превращаются в тепло, это приводит к увеличению располагаемого теплоперепада. Отношение [c.375]

На рис. 6-1,а изображена принципиальная тепловая схема конденсационной электростанции. Особенностью электростанции этого типа является то, что только небольшая часть поданного в турбину пара (примерно до 30%) используется из промежуточных ступеней турбины для подогрева питательной воды, а остальное количество пара направляется в конденсатор паровой турбины, где его тепло передается охлаждающей воде. При этом потери тепла с охлаждающей водой составляют весьма значительную величину (до 55% всего количества тепла, полученного в котле при сжигании топлива). Коэффициент полезного действия конденсационных электростанций высокого давления не превышает 40%. [c.130]

Коэффициент теплопередачи холодильника третьей ступени. Ввиду малых потерь тепла в окружающую среду коэффициент теплопередачи холодильника третьей ступени подсчитывается по формуле [c.147]

В этих установках стремятся получить возможно больший перепад температур между паром, греющим первую ступень, и вторичным паром последней ступени. Это позволяет применить наиболь Шую кратность использования пара в установке, но связано с потерей тепла со вторичным паром последней ступени, который из выпарной установки полностью направляется непосредственно в конденсатор. [c.144]

Если пар последней ступени выпарной установки для тепловых потребителей не используется, а направляется в конденсатор, то величина W определяет собой потери тепла на конденсатор [c.195]

Задача 3.42. Определить относительный внутренний к. п.д. реактивной ступени, если располагаемый теплоперепад в ступени / 0=100 кДж/кг, скоростной коэффициент сопла ф==0,94, скоростной коэффициент лопаток г[ = =0,88, угол наклона сопла к плоскости диска ai = 18°, средний диаметр ступени d=0,95 м, частота вращения вала турбины м=3600 об/мин, угол выхода пара из рабочей лопатки Рг=20°20, степень реактивности ступени р=0,45, расход пара М=22 кг/с и расход пара на утечки Мут=0,4 кг/с. Потерями тепла на трение и вентиляцию пренебречь. [c.126]

Потери тепла в ступени оцениваются относительным внутренним к. п. д. ступени т о , который представляет собой отношение использованного теплоперепада hi к располагаемому теплоперепаду в ступени ho, т. е. [c.152]

ПОТЕРИ ТЕПЛА И к. П. Д СТУПЕНИ [c.363]

Принципиальная схема регенеративного подогрева питательной воды с применением поверхностных подогревателей, каскадным перепуском дренажей и термическим деаэратором повышенного давления показана на рис. 8-42,а. Для этой схемы выбрано пять ступеней подогрева (т=5), кроме того, для простоты принято отсутствие каких-либо потерь тепла и те- [c.223]

Наличие отстойного резервуара в конструкции экономайзера можно рассматривать лишь как первую ступень очистки воды. В случае установки экономайзера с промежуточным теплообменником более глубокая очистка не требуется. К тому же она резко снизила бы эффективность работы экономайзера. При прямом использовании нагретой в экономайзерах воды в качестве второй ступени очистки воды может устанавливаться специальный ос-ветлительный напорный фильтр, покрытый тепловой изоляцией во избежание чрезмерных потерь тепла. [c.209]

Количество тепла, отводимого водой из II ступени, равнялось 8000— — 10.500 ккал/ч. Температура в конце II ступени реактора составляла 2100— 2250° К. С учетом всех потерь тепла (А( 5 = (10 --ч 14). 10 ккал/ч), отводимого водой и через корпус камеры, т. е. в случае адиабатических условий процесса горения, расчетная температура в конце II ступени достигала бы 2660° К, тепловое напряжение реакционного объема Q VP = 15- 10 ккал1м, а средняя скорость газов ш = 12,5 ж/сек. Концентрация окислов азота колебалась в пределах 1,2—1,4%, т. е. составила 75—80% ожидаемого выхода при адиабатических условиях (КОдд = 1,6 -ч 1,8%). [c.295]

Р,егенеративные воздухоподогреватели имеют конструктивные и эксплуатационные недостатки наличие вращающихся элементов (ротора) и системы водяного охлаждения ротора и подшипников, сложность уплотнений, разделяющих газовый и воздушный потоки, и повышенный переток воздуха в газовый поток — до 10% и более, что приводит к увеличению потери тепла с уходящими газами <72. Существенным недостатком регенеративных воздухоподогревателей с гофрированной набивкой является невозможность из-за ее коробления подогрева воздуха выше 350—380° С. При более высоком подогреве воздухоподогреватель выполняют двухступенчатым, устанавливая в первой ступени регенеративный, а во второй — трубчатый воздухоподогреватель. [c.153]

Потер я в ступени газовой турбины ГТД складываются главным образом из потерь в лопаточных венцах соплового аппарата и рэбогего колеса и потерь с выходной скоростью. Потери в оешетках л паточных венцов при равномерном потоке газа на входе были подробно рассмотрены в подразд. 5.5 и 5.6. В действительности noTOh Hi входе в венец может быть неравномерным (например, при наличии перед турбиной трубчато-кольцевой камеры сгорания), но влияние этой неравномерности на КПД ступени невелико. Дополнительные потери, связанные с наличием вязкостного трения диска и верхнего бандажа (если он установлен), с утечками (перетеканиями) в лабиринтах и т. д., в авиационных турбинах обычно также невелики. Если пренебречь этими дополнительными потерями, то гидравлические и волновые потери в ступени можно принять равными сумме потерь в сопловом аппарате AL и потерь в лопатках рабочего колеса (с учетом влияния радиального зазора) А1л- При этом условии, пренебрегая также влиянием теплообмена и возвратом тепла в ступени, уравнение Бернулли для ступени (5.11) можно записать в виде [c.209]

В одноступенчатой испарительной установке 1 т конденсирующегося греющего пара позволяет получить 0,85— 0,95 т опресненной воды. При этом почти все тепло фазового перехода теряется на бесполезный нагрев охлаждающей воды конденсатора. В многоступенчатых устаноаках вторичный пар каждой ступени иапользуется в качестве грек>щего пара следующей ступени. Поэтому, если пренебречь потерями тепла В оиружа- [c.45]

Основная доля потерь тепла с механическим недожогом приходится на потери с уносом. Для контроля за содержанием в золе несгоревших частиц Правилами, предусматривается выполнение на всех котлах, где потери q превышают 0,5%, специальной установки для отбора проб уноса. Этот отбор может производиться перед или за последней поверхностью нагрева (обычно до или после первой ступени воздухоподогревателя) с каждой стороны газохода котла. Представительность отбираемых эксплуатационной установкой проб золы должна проверяться во время испытаний котла сравнением их со средней пробой, составленной из проб, отобранных из многих точек сечения газоходов с помощью трубок ВТИ или Альнера [17.11]. [c.92]

Регенеративным подогревом питательной воды котельных агрегатов электростанции называют подогрев этой воды паром, частично проработавшим в турбине и отбираемым из промежуточных ее ступеней. Благодаря такому подогреву воды пар регенеративных отборов производит в турбине работу без потери отработавшего тепла, так как это тепло возвращается в котельный агрегат (регенерируется) подогретой питателыной водой. При этом уменьшаются потери тепла в конденсаторе турбины, а расход топлива на электростанции значительно снижается (на 10—15% и более). Регенеративный подогрев воды в современных турбинах осуществляют в подогревателях низкого и высокого давления в нескольких ступенях (до девяти) с различным давлением пара, полученного из отборов турбины. [c.15]

Использовать обычную конденсатоочистку после I ступени конденсатных насосов, а конденсат сетевых подогревателей предварительно охлаждать в специальном теплообменнике основным конденсатом и сливать в конденсатор турбины для доохлаждения. Это решение усложняет установку и связано с потерями тепла в конденсаторе. [c.160]

По пУз И углу Рз строится треугольник скоростей, из которого находится скорость пара 2 и подсчитывается потеря Л . Если не равно то производится пересчет. Для чисто активной ступени определяются потери тепла на рабочих лопатках и также откладываются от точки С вниз (точка ). Затем прсд- [c.109]

Процесс расширения пара с учетом влияния перечисленных потерь тепла для первой ступени турбины показан на диаграмме s — i (рис. 28-11). Давление пара перед соплом р меньше давления перед турбиной Ро за счет гидравлических потерь в парораспределительных устройствах. Вследствие этого располагаемое теплопадение уменьшается на величину /ip. Начальная скорость пара Со условно учтена в виде отрезка Лн = ЛсУ2 -9,81. [c.447]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...