Потеря от влажности пара

Потери от влажности пара. У конденсационных турбин несколько последних ступеней обычно работают влажным паром, содержащим капельки воды, которые под действием центробежной силы отбрасываются к периферии. Капельки воды, поступающие с паром на рабочие лопатки, ударяются о входные кромки и спинки лопаток, создавая тормозящее действие вращению дисков, на преодоление которого затрачивается некоторое количество механической работы турбины. Кроме того, капельки воды вызывают преждевременный износ лопаток в результате эрозии (механического разрушения поверхности). [c.51]

Для промперегревателя обычно используется отбираемый из ЦВД и свежий пар, чем и определяется максимальная температура перегрева (на 15—40° меньше а). Перегрев свежим паром снижает к. п. д. цикла, но потери от влажности пара в ЦНД существенно уменьшаются и повышается надежность турбины. ПП используют в тех случаях, когда путем сепарации нельзя достигнуть допустимой степени влажности в конце расширения. Выгодно применять двухступенчатый перегрев сначала паром из отбора, а затем свежим, причем оптимальное повышение энтальпии пара — приблизительно одинаковое в каждой ступени. Часто допускают отступление от такой разбивки ступеней ПП из-за удобства организации отбора пара (за внутренним цилиндром ЦВД). Добавляя перегрев отбираемым паром, можно снизить расход теплоты установкой приблизительно на 0,5%. Благодаря применению СПП, существенно уменьшаются потери от влажности в ЦНД. [c.112]

Принятые начальные и конечные параметры цикла из-за недопустимо высокой влажности пара в последних ступенях турбины не позволяют использовать наиболее простой цикл турбоустановки (без промежуточной сепарации влаги и без промежуточного перегрева пара), поскольку еще не разработаны эффективные устройства для удаления влаги из проточной части турбины. Применение промежуточного перегрева пара с использованием в качестве греющего острого пара или пара из отборов турбины оказывает двоякое воздействие на экономичность турбоустановки с одной стороны, происходит уменьшение влажности в ступенях турбины, расположенных после промперегрева, и уменьшение потерь от влажности пара, с другой стороны, снижается к.п.д. термодинамического цикла турбоустановки. Чтобы отдельно рассмотреть влияние схемы и параметров промежуточного перегрева пара на экономичность термодинамического цикла установки, были проведены расчеты для цикла с идеальной турбиной, в которой отсутствуют потери, связанные с влажностью пара, и ограничения по предельной влажности. Результаты расчетов даны на рис. 4.2. [c.84]

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]

Потери от влажности пара определяются следующим образом. [c.54]

Потери от влажности пара в процентах можно считать как среднеарифметическое значение влажности перед ступенью и за ступенью по изоэнтропе. [c.54]

При определении скорости i потери от влажности пара определяем с учетом коэффициента к, где [c.214]

Потери от влажности пара вычисляются по формуле [c.27]

Потеря от влажности пара возникает в последних ступенях конденсационных турбин, работающих в области влажного пара. Частицы влаги в паре движутся медленнее сухого пара, а потому их относительная скорость направлена не по касательной к входной кромке лопаток. Ударяясь о спинки лопаток, частицы влаги тормозят ротор, снижая работу, передаваемую на лопатки. Одновременно капельки воды разрушающе действуют на входные кромки рабочих лопаток. Поэтому минимально допустимым значением сухости пара в последних ступенях турбины можно считать л = 0,88—0,90. [c.200]

Потери и расход пара в паровой турбине. Мощность и КПД турбины. Рабочий процесс турбины сопровождается неизбежными потерями. Потери принято разделять на внутренние и внешние. Внутренние потери — это потери внутри корпуса турбины, они уменьшают используемый теплоперепад. Кроме потерь в соплах к внутренним потерям относятся потери в каналах рабочих лопаток, возникающие вследствие ударов частиц пара о кромки лопаток и трения частиц пара о поверхности лопаток и друг о друга (потерянная энергия также превращается в теплоту, повышая энтальпию пара) потери от влажности пара в последних ступенях турбины, возникающие вследствие того, что частицы влаги в паре движутся медленнее сухого пара (особенно вредно разрушающее действие частиц влаги на входные кромки рабочих лопаток, поэтому степень сухости пара в последних ступенях не должна быть менее X = 0,77. .. 0,90) потери, связанные с утечками пара через зазоры между диафрагмами и валом или рабочими лопатками и корпусом (у реактивных турбин) выходные потери, обусловленные тем, что пар по выходе из турбины обладает еще некоторой кинетической энергией. [c.250]

Помимо этого, в ступенях турбины учитываются еще потери от возможных утечек пара в виде и а для ступеней, работающих во влажном паре, еще дополнительные потери от влажности пара в виде и [c.133]

Кроме этих потерь в ступени имеют место и другие потери на трение диска о пар и на вентиляцию, потери на перетекание пара помимо лопаток и/потери от влажности, пара. [c.300]

Энтальпия отработавшего пара (после выхода с лопатки) выше энтальпии, соответствующей окончанию адиабатного расширения на Ле, Лл, Лвх и на потери трения и вихреобразования на Ат. в, на потери утечек через зазоры ку и на потери от влажности пара Авл. [c.165]

ПОТЕРЯ ОТ ВЛАЖНОСТИ ПАРА [c.42]

С достаточной для практических целей точностью потеря от влажности пара может определяться по уравнению [c.42]

Потеря от влажности пара по формуле (70) [c.87]

Потери от влажности пара наблюдаются в ступенях турбины, работающих в области влажного пара, В процессе расширения этого пара степень влажности его возрастает и частицы влаги укрупняются, образуя капли. Скорость движения капель воды сщ при выходе из сопла меньше, чем скорость пара С], Поэтому, как следует из построения треугольников скоростей на рис, 28-10, относительная скорость капель воды по величине и направлению получается иной, чем у пара wi. [c.445]

Одним из эффективных методов снижения потерь от влажности пара является проектирование ступеней и решеток турбины с учетом особенностей течения влажного пара. В частности, увеличение зазора между сопловыми и рабочими решетками ведет к выравниванию потока при входе на рабочее колесо и дополнительному разгону капель влаги. Однако за счет этого уменьшается кинетическая энергия потока на входе в рабочую решетку. Поэтому в каждой ступени существуют оптимальное соотношение размеров и оптимальный осевой зазор. Опыты показали, что увеличение осевого зазора существенно не сказывается на экономичности ступени. В некоторых турбинах размер осевого зазора в периферийной части последних ступеней доходит до 100 мм и более. Существуют и другие методы рационального проектирования ступени уменьшение окружной скорости на периферии лопаток, достигаемое сокращением высоты лопаток, переходом на пониженную частоту вращения, уменьшением числа сопловых лопаток, благодаря чему сокращается количество крупной влаги, срывающейся с выходных кромок сопловых лопаток и попадающей на рабочие лопатки. [c.154]

Потери от влажности. Наличие влаги в паре приводит к увеличению профильных потерь в решетках и к затратам энергии на разгон капель, а также на преодоление их тормозящего действия на рабочие лопатки. Как видно н з рис. 4.17, вследствие меньшей абсолютной скорости капель по сравнению со скоростью пара нх относительная скорость направлена против вращения ротора. Удар о спинку лопатки, помимо упомянутого тормозящего действия, вызывает эрозионное изнашивание лопатки, прежде всего в периферийной области. [c.141]

Работа всех или большинства ступеней в области влажного пара. В целях уменьшения потерь от влажности применяют различные методы сепарации. Наиболее широко используется периферийная сепарация, когда капли влаги, находящиеся в закрученном потоке или на поверхности рабочих лопаток, центробежной силой отбрасываются к периферии и по специальным канавкам отводятся из турбины. [c.156]

У вогнутой поверхности лопаток потери сохранялись на том же уровне, как и для перегретого пара. Потери на разгон пленки были невелики, несмотря на ее волновой характер. Существенный рост потерь энергии от влажности пара отмечался также в ядре потока. [c.221]

ДРОС, выполненная с малой степенью радиальности [л при высокой окружной скорости 1 > 450 м/с, может иметь высокий к. п. д. — 90 % и выше. Ступень способна с высокой экономичностью сработать значительно больший перепад энтальпий, чем первые осевые ступени проточной части ЦНД, выполненного по осевой схеме, и успешно заменяет по две (или более) осевые ступени на каждый поток. При работе влажным паром ДРОС может служить сепаратором влаги и снизить потери от влажности в проточной части в целом. [c.98]

Качественно аналогичные результаты получены при исследова-лии диффузоров в потоке влажного пара с добавками ОДА. При введении ОДА увеличивается диффузорный эффект и заметно снижаются дополнительные потери от влажности (рис. 9.17). [c.314]

Величина ступеней низкого давления турбины существенно зависит от влажности пара и величины потери с выходной скоростью. Влажность пара понижает значения Tj , так как капли влаги, двигаясь с меньшей, чем пар, скоростью, выпадают из общего направ- [c.81]

Чтобы оценить в некоторой мере величину возможных дополнительных потерь от отражения капель, воспользуемся законом количества движения. Контрольную поверхность за направляющим аппаратом расположим так, чтобы отраженные капли ее не пересекали. Тогда при любой кратности сбрасывания капель момент количества движения потока перед рабочим колесом сохраняется неизменным. Обмен энергией между паром и отраженными каплями протекает с ее диссипацией. Это влияет на условия выхода пара и капель из рабочего колеса. Если капли вторично не касаются поверхности рабочих лопаток, то их дополнительный разгон уменьшает выходные потери, что в значительной мере компенсирует затрату энергии пара на разгон. Поэтому для первого типа движения в ориентировочных расчетах можно ограничиться выведенными ранее формулами для определения механических потерь от влажности без введения поправочных коэффициентов. [c.196]

Опыты с плоскими решетками — основной метод определения профильных потерь энергии. Они находятся по измерениям вдоль шага параметров потока перед решеткой и за ней. Опыты повторяются на перегретом и влажном паре с сохранением, по возможности, условий подобия. Разность потерь при обтекании решетки перегретым и влажным паром выявляет дополнительные потери от влажности. [c.198]

Для вновь проектируемых ступеней правильную оценку потерь от влажности дают сравнительные их расчеты для оптимальных условий как при равновесном, так и при действительном расширений пара. Следуя этому методу сравнения к. п. д., в формулу для [c.206]

Если же проводятся опыты на сухом и влажном паре в одной и той же ступени, то под влиянием разгона капель меняется кинематика потока. При этом возможны существенные изменения углов атаки, выходной скорости и др. В результате, наравне с потерями от влажности появляются дополнительные потери от нарушения кинематического подобия, которые необходимо выделять при анализе опытных данных. [c.206]

Ко второй ступени подводился влажный пар, подготовленный в первой ступени. Распределение влаги и размеры капель в этой ступени приближались к натурным. Кривые к. п. д. ступени в функции от и/Со — на рис. 68, б. В этих опытах потери от влажности также значительно увеличивались с возрастанием степени влажности и и/Со (рис. 69, б). [c.207]

Формула Баумана и аналогичные ей не отражают физическую сущность потерь от влажности. Включение в эти поправочные коэффициенты потерь от переохлаждения пара лишено физического смысла они имеют совершенно иную природу, чем механические потери. Сильное изменение опытных коэффициентов потерь в зависимости от условий работы ступени затрудняет рекомендовать какие-либо средние их значения даже для ступеней одного и того же типа. Эти коэффициенты необходимо рассчитывать хотя бы в грубом приближении. [c.211]

Для отсоса всегда выгодно использовать пар, отбираемый в подогреватель (рис. UI, б). При этом уменьшаются механические потери от влажности без дополнительного отвода рабочего тела для влагоудаления. [c.252]

Часть низкого давления в реактивном исполнении обладает несколько большей экономичностью вследствие меньших скоростей пара и меньших потерь от влажности. Последние ступени ц. н. д. мало отличаются в обоих случаях. [c.32]

Фиг. 18. Кривые для определения потери от влажности и переохлаждения в активных ступенях в про= центах от изоэнтропийного перепада. Цифры кривых указывают на начальную влажность в процентах пара в ступени.

Точка пересечения ординаты от найденной точки до кривой влажности пара перед соплами ступени будет отвечать потерям от влажности в проц нт IX (ПВ). [c.54]

При проведении технико-экономической оптимизации параметров теплосиловой части АЭС кроме параметров, участвуюш,их в термодинамической оптимизации, в качестве независимых переменных рассматривались также параметры регенеративного подогрева питательной воды и скорости пара в пароперегревателях. Однако в связи с тем, что параметры регенеративного подогрева слабо влияют на величину функции цели (в представляющем интерес интервале их изменения), оптимизация параметров регенеративного подогрева питательной воды проводилась отдельно, после предварительно проведенной оптимизации параметров промежуточного перегрева пара с последующим уточнением оптимальных параметров промежуточного перегрева. Для определения зоны оптимальных решений по параметрам и схеме теплосиловой части АЭС технико-экономиче-ская оптимизация проводилась для трех вариантов сочетаний исходной информации по внешним условиям сооружения и эксплуатации установки, а также по некоторым характеристикам оборудования. Оптимистический вариант — относительно низкие удельные приведенные затраты по замещаемой станции (40 руб кет-год), эффективное удаление влаги из проточной части турбины и рациональная конструкция проточной части, позволяющая несколько снизить потери от влажности пара в проточной части. Средний вариант — затраты по замещаемой станции соответственно 52 руб кет-год, эффективное влагоудаление, потери от влажности обычные. Пессимистический вариант — затраты по замещаемой станции 65 руб1квтп-год, влагоудаление отсутствует. В качестве исходного варианта принята установка с турбиной К-500-65, разработанная для первых станций рассматриваемого тина. [c.92]

Потери от влажности пара. Потери от влажности возникают в ступенях турбины, через которые течет влажный пар. Для конденсационных турбин тепловых электростанций — это последние ступени, для турбин атомных электростанций, работающих на насыщенном или слабоперегретом паре, — это практически все ступени турбины. [c.99]

Потери и углы выхода потока сверхзвуковых решеток зависят от формы профиля, параметра /, степени влажности i/o, отношения плотностей фаз, чисел Re и Mi. Однако сопоставление с дозвуковыми решетками позволяет заключить, что дополнительные потери от влажности в решетках с />1 несколько снижаются влияние Rei, Зк и р ослабевает. По-видимому, в таких решетках происходит интенсивное дробление капель и увеличение коэффициентов скольжения. Углы выхода потока в зависимости от уо и Mi меняются также в меньшей степени, чем для дозвуковых решеток. Однако на нерасчетных режимах (Mi1, оказывается значительной. Опыты на влажном паре подтвердили известный вывод о том, что решетки с расши ряющимися каналами более чувствительны к отклонению числа Mi от расчетного. Средние углы отклонения потока в косом срезе сопловых решеток с суживающимися (/=1) и расширяющимися (f>l) каналами подтверждают, что на влажном паре значения углов отклонения б более высокие, чем на перегретом, во всем диапазоне чисел Mi. [c.152]

Ввиду того что давление в парогенераторе низкого давления со стороны пара первого контура больше, чем со стороны вторичного контура, не исключена возможность попадания радиоактивного пара или его конденсата из первого контура во второй. Поэтому при опреснении морской воды в цикле АЭС в биологическом отношении и экономически наиболее перспективной является схема двухцелевых АЭС [75], согласно которой ДОУ включается между цилиндрами турбин вместо сепаратора. Расчеты показали, что тепловая экономичность АЭС в этом случае не ухудшается при температурных напорах до 8—9°С [75]. Это объясняется тем, что замена сепаратора испарителем, во-первых, снижает потери в турбине от влажности пара, так как влажность вторичного пара испарителя не превышает 0,05—0,07 %, а влажность пара за сепаратором составляет 1—2%, во-вторых, используется перепад давлений в сепараторе. Таким образом, если включить ДОУ между цилиндрами турбин типа К-500-65/1500 вместо второго сепаратора (рс=0,25 МПа) с температурным перепадом, равным 7—8°С, можно получить с одного блока до 50 тыс. м /сут пресной воды, причем тепловая экономичность блока не будет снижена. [c.96]

Особенностн течения влажного пара в последних ступенях хорошо изучены в одномерной постановке. В совокупности с накопленными экспериментальными данными они дают основание для оценки дополнительных потерь от влажности и выбора формы проточной части (см. гл. XIII). [c.204]

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]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...