Турбины предельной мощности

В газовых турбинах предельная мощность значительно ниже (100—150 МВт) и обычно зависит от первой ступени. Поскольку отношение объемов газа в первой и последней ступенях невелико (от 3 до 4), высота лопаток первой ступени равна примерно половине высоты лопаток последней ступени и при большой мощности имеет немалую величину (до 0,5 м и больше). Высокая температура газа в зоне лопаток первой ступени создает для них особо тяжелые условия, хотя при работе на частичных нагрузках температура газов в конце турбины повышается и разница в условиях работы первой и последней ступеней уменьшается. [c.84]

При заданных параметрах и числе оборотов реактивной турбины предельная мощность ее будет определяться допустимой окружной скоростью и, т. е. допустимыми напряжениями в лопатках с учетом ползучести материала. При окружной скорости и = [c.84]

Перспективны, а иногда только и возможны (при движении под водой), парогазовые турбины. Их характеристики по мере увеличения доли влаги в РТ все более приближаются к характеристикам паровых турбин. Предельная мощность термоэлектрических и химико-электрических ПЭ зависит от величины возбуждаемой в них ЭДС (iV(, = IU = 1г аЕ). [c.85]

В настоящее время в качестве такого агрегата создается одновальная турбина предельной мощности типа К-800-240-2 с начальными параметрами пара 240 ата, 560° С и промежуточным перегревом до температуры 540—565° С для районов с дорогим топливом и 240 ата, 540/540° С для районов с дешевым топливом. При этом для первого случая давление в конденсаторе принято равным 0,041 ата, для второго — 0,0435 ата, а температура подогрева питательной воды 270 и 240° С соответственно. [c.37]

ТУРБИНЫ ПРЕДЕЛЬНОЙ МОЩНОСТИ [c.100]

Турбины предельной мощности [c.101]

Нормально для турбин п принимается 1 500 и 3 000 об/мин — зависит от вакуума в конденсаторе с углублением вакуума растет, а р соответственно понижается. Для двухпоточной конструкции турбины предельная мощность ее, при одинаковых прочих условиях, увеличится в два раза. [c.102]

С применением отборов пара из турбины предельная мощность ее возрастает. [c.104]

Примером турбины предельной мощности может служить также одноцилиндровая кон- [c.105]

Не имея деталей с возвратно-поступательным движением, газовые турбины могут развивать значительно большие мощности, чем ДВС. Предельные мощности ГТУ сегодня составляют 100— 200 МВт. Они определяются высотой лопаток, прочность которых должна выдержать напряжения от центробежных усилий, возрастающих с увеличением их высоты и частоты вращения вала. Поэтому газовые турбины применяются прежде всего в качестве мощных двигателей [c.61]

В настоящее время предельная мощность однопоточной конденсационной турбины на высокое давление не превышает 50 МВт. [c.173]

Стремление увеличить предельную мощность турбины обусловливает необходимость выполнения лопаток последней ступени более длинными. У конструируемых в настоящее время крупных турбин (1200 Мет) длина лопаток последней ступени принята в 1200 мм при условий изготовления их из металла повышенной прочности (титанового сплава), При применении длинных лопаток окружная скорость [c.345]

Развитие отечественной энергетики требует построения экономичных турбин очень больших мощностей, способных пропустить огромные объемы пара. Для этого пар, проходящий в части низкого давления турбины, разветвляют на два, три и даже четыре параллельных потока. На рис. 31-5 представлена схема цилиндра низкого давления турбины, в которой пар разделяется на два потока. При такой конструкции части низкого давления предельная мощность возрастает примерно пропорционально количеству параллельных потоков пара. [c.346]

Подобного вида выражения определяют предельную мощность, которую может передать РТ на единицу поверхности поршня или лопаток турбины. Поскольку мощность падает с давлением, аналогичная зависимость определяет предельную высоту, на которой может летать турбореактивный самолет, или предельную глубину, на которой может перемещаться подводный корабль с энергетической установкой открытого цикла. [c.82]

Предельная мощность паровых турбин определяется пропускной способностью последней ступени, т. е. допустимой прочностью ее лопаток, и достигает 1200 МВт и более. [c.84]

Разработка способов расчета изгибных и связных колебаний стерн<ней переменного сечения, дисков, вращающихся валов на основе метода динамической жесткости, изыскания точных решений в специальных функциях, вариационных методов и применения средств вычислительной техники явилась важным фактором обеспечения вибрационной надежности роторных узлов паровых и газовых турбин высоких параметров, а также гидротурбин предельной мощности. Существенное значение в этом сыграли также исследования по конструкционному демпфированию, гидродинамике опор скольжения и динамическим измерениям, позволившие улучшить оценку колеба- [c.38]

Произвести исследование циклов паровых турбин и тепловых схем во всей области определяемых параметров пара, найти основные зависимости (к. п. д. станции, предельную мощность паровой турбины в зависимости от начальных параметров пара, наивыгоднейшую мощность единичной турбины) и определить свойства паротурбинного двигателя для мощных электрических станций ближайшего будущего. [c.13]

Величина удельного расхода пара, количество пара, отбираемого для регенеративного подогрева питательной воды, и величина связаны с начальными параметрами пара. На фиг. 17 представлены величины наибольшей мощности в зависимости от начальных параметров пара. Из фиг. 17 следует вывод предельная мощность однопоточной турбины с параметрами пара р = 500 кг см и t = 700° С приблизительно в 2 раза выше предельной мощности паровой турбины с параметрами пара р =90 кг см а t = 500° С при тех же размерах последней ступени. [c.63]

Примером технологичной конструкции из разнородных сталей является зубчатое колесо редуктора турбины (фиг. 44) [3]. По условиям работы обод и ступица колеса должны изготовляться из высокопрочной стали марки 40Х, а диски — из листа малоуглеродистой стали 25. Выполнение подобной конструкции из поковки стали 40Х практически невозможно, так как ее вес превышает предельную мощность имеющегося оборудования. Изготовление редукторного колеса из разнородных сталей потребовало разработки особого технологического процесса, учитывающего конструктивные особенности изделия и свариваемость использованных материалов. [c.81]

Среди различных вариантов схем, рассчитанных на работу турбины на смеси продуктов сгорания с водяным паром, особое место занимает схема с генерацией пара только за счет отходящего тепла [Л. 1-4]. Мощностные характеристики у этой схемы не хуже, чем у схемы с впрыском воды в газовый тракт (если количество впрыскиваемой воды не превыщает 8—20% весового расхода воздуха, подаваемого компрессором). Но с термодинамической точки зрения схема с котлом-утилизатором, генерирующим пар, подаваемый в газовый тракт, как правило, соверщеннее схемы с впрыском воды (при выборе умеренных степеней сжатия она приближается по оптимальному к. п. д. к ГТУ с развитой регенерацией), а по характеристикам переменных режимов, показателям капитальных вложений и по предельной мощности превосходит эти газотурбинные установки. [c.14]

Недостатком схемы с повышенным избытком воздуха является увеличение поверхности водяного экономайзера, приходящейся на единицу установленной мощности, и сокращение предельной мощности паровой турбины, что влечет за собой увеличение удельных капитальных затрат. [c.38]

ГТУ, выполненные по простой схеме, при впрыске воды могут увеличить предельную мощность, отнесенную к компрессору, в 3,5—6 раз, а предельную мощность, отнесенную к турбине, в 2—3 раза. [c.79]

Предельная мощность определялась паропроизводительностью котла-утилизатора при пропуске через него всего потока, покидающего турбину. [c.94]

Повышение рабочих температур газовых турбин, как известно, существенно увеличивает их термическую эффективность и предельную мощность. К сожалению, возможности создания теплостойких материалов ограничены, ибо возрастание допустимых температур нагрева металла идет в замедляющемся темпе. Попытки изготовлять рабочие лопатки из керамических и металлокерамических материалов пока не дали положительных результатов. Поэтому основная возможность существенно увеличить рабочие температуры газовых турбин связана с применением охлаждаемых деталей. Охлаждение отдельных деталей может применяться и в случаях, когда не предусматривается увеличение рабочих температур, например в целях замены дорогостоящих аустенитных сталей. [c.102]

Удельный объем пара рабочего тела на выходе из турбины должен быть относительно небольшим, от чего зависит предельная величина выхлопа турбины большой мощности. [c.8]

Проточные части турбин. Общие принципы формирования проточных частей остались прежними возможно меньшее число ступеней, допускающее одноцилиндровое выполнение турбин мощностью до 50 МВт активный принцип работы в ЧВД и реактивный в ЧНД безусловное предпочтение быстроходных турбин предельно возможные длины лопаток последних ступеней. [c.18]

В будущем применение двухвальных быстроходных турбин отодвинет границу предельной мощности агрегата благодаря увеличению числа ЦНД. Такое решение будет особенно эффективно, так как при уже достигнутых размерах последних РК каждый шаг вперед будет связан не только с решением все более сложных проблем аэродинамики и прочности, но и с резким возрастанием стоимости РНД из-за трудностей изготовления поковок и последних лопаток. Решение же проблемы повышения мощности за счет увеличения числа ЦНД даст возможность выбирать наиболее рентабельные размеры последних ступеней и РНД в целом. Расширение области применения хорошо отработанных унифицированных ЦНД значительно сократит затраты на выпуск головного агрегата (включая электрические генераторы), сроки изготовления и стоимость серийной турбины. [c.33]

ЦНД — наиболее громоздкая и дорогая часть турбины. Вопросы его надежности, тепловой экономичности, маневренности и стоимости относятся к важнейшим в турбиностроении. При работе турбины с частичной нагрузкой ЦНД находится в наиболее невыгодных условиях и его состояние даже может вносить ограничения в эксплуатацию турбины. Проблема ЦНД в целом всегда была ведущей. От ее решения зависели предельная мощность, быстроходность, конструктивная схема, общие экономические и весовые показатели всей [c.43]

Работа последних ступеней на влажном паре при очень больших окружных скоростях выдвигает в число важнейших также проблему эрозии рабочих лопаток. От решения этой проблемы зависят не только предельно допустимые размеры последней ступени и, следовательно, число цилиндров и предельная мощность турбины, но даже выбор частоты вращения. Большую роль также играет долговечность ЦНД к%к наиболее дорогой части турбины. [c.44]

Для достижения предельной мощности турбины нельзя отказаться от большой степени веерности, но все же ее следует ограничить. Сейчас в качестве такого предела большинство заводов считает di = = 2,5, хотя строго доказать экономическую целесообразность предельной степени веерности невозможно. Во веком случае накопленный опыт пока не дает основания рекомендовать еще меньшую величину di, а лучше ее повышать. [c.48]

Известные недостатки тихоходных турбин побуждают применять быстроходные турбины до предельной мощности, при которой можно гарантировать их безусловную надежность и конкурентоспособность по экономическим показателям. При этом уровень напряжений в роторах и эрозионно-стойкость РЛ—далеко не единственные критерии, определяющие надежность современных турбин. За пределами этой мощности — область тихоходных турбин. Дальнейшее их укрупнение будет зависеть от общих требований к АЭС будущего, от усовершенствования эксплуатационных характеристик турбин и от решения транспортных проблем. По мере повышения начальных параметров пара, а особенно его температуры, позиции быстроходных турбин будут укрепляться. При определенных условиях могут найти применение и двухвальные установки с двумя быстроходными роторами и с унифицированными ЦНД на обоих валах. [c.114]

Из сказанного следует, что в будущем вряд ли можно ожидать значительного увеличения торцевой площади последнего рабочего осевого колеса и что для повышения предельной мощности турбин необходимо изыскивать другие пути, экономически более оправданные. [c.262]

На общей конструкции турбины сильно отражаются ее мощность и начальные параметры пара. С увеличением мощности растет расход пара в конденсаторе. Рациональный, с малыми потерями, пропуск этого пара сопряжен с большими трудностями. Можно сказать, что предельная мощность турбины обусловливается возможностями ее выхлопа. При этом объемный расход пара через последнюю ступень зависит не только от мощности турбины, но в сильной степени и от температуры охлаждающей воды. При изменении ее с 20 до 10°Сон увеличивается примерно в полтора раза [c.139]

Углубление оценки контактной напряженности путем распространения соответствующих решений для дуги контакта большой протяженности и исследования кольцевых напряжений растян<ения по контуру площадки контакта позволило существенно уточнить расчет деталей на контактную прочность. Использование относительно больших толщин в деталях крупногабаритных машин потребовало анализа объемных напряженных состояний как на основе отдельных аналитических решений, особенно для концентрации, так и путем использования объемного оптического метода. При этом были получены практически важные решения о напрян ениях в статорных и роторных узлах турбин предельной мощности, в роторах турбогенераторов, деталях мощных штамповочных прессов и прокатных станов. [c.40]

При экономической нагрузке 80 мгвт и противодавлении 0,04 ama выходная потеря составляет немногим более 8 ккал1кг. Несмотря на значительные выходные потери, неизбежные, впрочем, в турбинах предельной мощности, относительный внутренний к. п. д. турбины достаточно высок r = 0,78 при экономической нагрузке. Механические потери составляют меньше 0,5%, что характерно для паровых турбин большой мощности. [c.201]

В отечественной энергетике в ближайшие годы двухвальные турбоагрегаты, видимо, не найдут широкого распространения. Экономия капитальных затрат при переходе от одноваль-ных турбин предельной мощности к двухваль-ным незначительна, так как все элементы агрегата, за исключением первых ступеней, дублируются (общий поток пара разделяется на два потока). Это касается паропроводов, арматуры, проточных частей конденсационных устройств, регенеративной системы, питательных насосов н пр. Вместе с тем коэффициент готовности и надежность двухвального турбоагрегата при прочих равных условиях ниже, чем у одноваль-ной установки. [c.38]

Для выполнения турбин еще большей мощности или для повышения экономичности турбины предельной мощности (для уменьшения потерь с ВЫХ0,1,1Н0Й скоростью) приходится либо пропускать часть пара в обход последней ступени, либо разделять поток пара на Д1 е части и последние ступени дублировать. В первом случае предпоследнюю ступен), (фиг. 5-42,в) выполняют [c.333]

Последние ступени мощных конденсационных турбин имеют лопатки большой высоты, механическая прочность которых поэтому предельна. Размерами последней ступени определяется предельный расход пара через нее, а следовательно, предельная мощность одного потока конденсационной турбины. Предельная мощность однопоточшй турбины [c.63]

На топограмму могли бы быть нанесены и изолинии мощности N. Тогда оказалось бы, что при любой оборотности рост открытия (и расхода) ведёт к росту мощности лишь до некоторого максимума, за которым начинается её снижение. Нет п смысла использовать турбину за этим максимумом кроме того, около максимума автоматическое регулирование работает неустойчиво. Поэтому на топограмме турбины Френсиса обычно проводится кривая предельной мощности, притом не по Wnjjjj.a по 0.95 (фиг. 7) у Капланов такая кривая весьма удалена на большие Q. [c.261]

На фиг. 99 показана диаграмма режимов турбины ВТ-25-3, построенная для pa= , iama, to.a =20° С, 117 = 4500 Щчас. Регенеративный подогрев питательной воды предполагается включённым, а испарители выключенными. Диаграмма построена без учёта расхода пара эжекторами. В заштрихованной зоне давление в отборе не регулируется (рд>1,2 ama) минимально возможное давление отбора в этой зоне показано на фиг. 99 особой кривой. Предельная мощность равна 30 мгвт, чему соответствует расход пара частью низкого давления около 100 m 4a . При этом расходе пара давление в камере отбора достигает лишь 2 ama. Общий вес турбины около 130 т. [c.207]

Положение кардинально изменилось лишь тогда, когда в качестве первичных двигателей стали применять быстроходные паровые турбины и на их основе возник совершенно новый тип синхронных генераторов. В 1884 г. Ч. Парсонс изобрел реактивную паровую турбину, предназначенную специально для электростанции. Для того чтобы этот быстроходный двигатель насадить без промежуточного редуктора на один вал с электрическим генератором, имевшим значительно меньшую оптимальную скорость, Парсонс разработал многоступенчатую турбину. Дальнейшее совершенствование турбины Парсонса шло неразрывно с развитием генераторов возник единый агрегат — турбогенератор [2, с. 60—62]. Некоторое время создавались турбогенераторы постоянного тока, предельная мощность которых достигла 2000 кВт при 1500 об/мин. Постепенно они были вытеснены турбогенераторами, вырабатывавшими переменный ток. Большие скорости вращения сказались на конструктивном выполнении обмоток генераторов первоначально роторы строили с явно выраженными полюсами, но возросшая механическая нагрузка и большие потери на трение о воздух заставили перейти к распределенной обмотке возбуждения. Уже в 90-х годах турбина Парсонса получила широкое распространение в Англии, а ее применение на Европейском континенте несколько задержалось, несмотря на то что в 1895 г. фирма Westinghous , а годом позже фирма Brown, Boveri С° прибрели право на строительство турбин Парсонса [36, с. 62]. Перелом произошел в 1899 г., когда Парсонс выполнил заказ на две крупные по тому времени турбины для приво- [c.81]

Действительно, по данным В. А. Зысина [1], при использовании ГТУ с впрыском воды и температурой парогаза перед турбиной 973°К предельная мощность турбины, отнесенная к расчетной мощности этой н е турбины без впрыска воды, возрастает в два раза. Правда, при этих условиях наблюдается относительное снижение к.п.д. (на 25%), но простота устройства и незначительные затраты при включении этих установок в общую схему позволяют широко использовать этот прием для покрытия пиковых нагрузок. [c.275]

До шестидесятых годов неводяные пары не нашли широкого применения в энергомашиностроении по следующим пртинам. Предельная мощность турбин водяного пара еще не лимитировалась длиной освоенных в производстве и эксплуатации лопаток последних ступеней. Повышение тепловой экономичности паротурбинных установок могло еще достигаться повышением началь- [c.12]

Двухвальные быстроходные турбины открывают путь к значительному повышению предельной мощности при сохранении высокой экономичности установки за счет увеличения числа унифицированных ЦНД и ЦСД. Особого внимания заслуживает также проблема двуъярусных ступеней. [c.79]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...