К турбины внутренний относительный

Пример 43. Пусть для той же электростанции расчетный к. п. д. котельной установки составляет 84%>, а к. п. д. турбины (внутренний относительный) 76%. В эксплоатации за счет загрязнения поверхностей нагрева [c.208]

Xi < Ха). Это может привести, с одной стороны, к снижению внутреннего относительного к. п. д. T]io и, с другой, — вызвать разрушение рабочих лопаток последней ступени турбины. Поэтому нельзя допускать даже на последние ступени пар с влажностью выше 10-12%. [c.241]

Коэффициенты полезного действия турбины. Внутренний относительный к. п. д. учитывает внутренние потери турбины и определяется отношением [c.226]

Но с ростом давления уменьшается удельный объем пара, а следовательно, и объемный расход пара через турбину. Это приводит к уменьшению внутреннего относительного к. п. д. (рис. 2-5) и возрастанию потерь через концевые уплотнения. Если одновременно с повышением начального давления пара увеличивать мощность турбины, то этим будет компенсироваться уменьшение удельного объема и величина т)ог- либо не изменится, либо уменьшится незначительно, а увеличение т]э будет более существенным. Так, например, при повышении давления с 12,75 (130 кгс/см2) до 23,5 МПа (240 кгс/см ) снижение удельного расхо- МВт да топлива на отпущенную электроэнергию для турбины 200 МВт составляет около 3%. Если одновременно увеличить и мощность турбины до 500 МВт, то разница возрастает до 4—4,5 %, т. е. будет больше в 1,3—1,5 раза. [c.35]

КПД турбины. Внутренний относительный КПД i-joj учитывает внутренние потери турбины к определяется отношением [c.229]

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]

Влажность пара. Для турбин АЭС особо важна проблема влажности, так как все ступени таких турбин работают в зоне влажного пара. Приближенно можно считать, что увеличение средней влажности пара на 1 % приводит к уменьшению внутреннего относительного КПД турбины на 1 %. [c.154]

Температуру в точке 6 определяем с помощью внутреннего относительного к. п. д. турбины [c.295]

Потери от необратимого расширения пара в двигателе учитываются внутренним относительным к. п. д. турбины [c.301]

Внутренний относительный к. п. д. паровой турбины [c.312]

Отношение действительной работы, совершаемой потоком пара в турбине, к теоретической называется внутренним относительным к. п. д. паровой турбины и обозначается Цд [c.313]

Действительный теплоперепад с учетом внутреннего относительного к. п. д. турбины будет [c.317]

Задача 135. В радиальной гидротурбине, у которой внешний радиус рабочего колеса /-j, а внутренний л,, вода имеет на входе абсолютную скорость и,, а на выходе — абсолютную скорость щ при этом векторы Vi и образуют с касательными к ободам колеса углы o j и aj, соответственно (рис. 302, где показан один канал между двумя лопатками турбины). Полный секундный расход массы воды через турбину йс- Определить действующий на турбину момент относительно ее оси Ог сил давления воды (ось Oz направлена перпендикулярно плоскости чертежа). [c.299]

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]

По условиям задачи 11.25 определить температуры на выходе из турбины и компрессора и внутренний к. п. д. ГТУ без регенерации с учетом необратимости процессов расширения газов в турбине н сжатия воздуха в компрессоре. Внутренний относительный к. п. д. турбины принять равным Т1о i т 0,86, а компрессора т]о, = 0,80. [c.134]

Кпд турбины. Потери тепловой энергии внутри паровой турбины оцениваются относительным внутренним кпд турбины, который представляет собой отношение использованного теплоперепада Hi к располагаемому теплоперепаду в турбине Hq, т. е. [c.131]

Обязательным элементом ее являются устройства, в которых за счет подвода работы извне осуществляются процессы сжатия (компрессоры, турбокомпрессоры, насосы и т. д.), и устройства, в которых производится работа путем расширения (паровые и газовые турбины, турбодетандеры и т. д.). Реальные процессы расширения и сжатия сопровождаются потерями на необратимость и поэтому внутренний относительный к. п. д. каждого j-ro элемента системы находится следующим образом [c.69]

Как видно из рис. 1.70, понижение конечного давления р2 (при неизменных pi и Ti) повышает термический к. п. д. цикла Ренкина, поскольку в области влажных паров это сопровождается понижением температуры Т2, а следовательно, расширяется температурный интервал цикла. Из этого же рисунка видно, что понижение р2 увеличивает степень заполнения площади цикла Карно площадью цикла Ренкина, вследствие чего относительный термический к. п. д. цикла Ренкина увеличивается. Однако с понижением рг расширение пара в турбине спускается в область влажных паров, следовательно, необратимость этого процесса возрастает, и поэтому внутренний относительный к. п. д. цикла Ренкина уменьшается. Из этого анализа следует, что одновременное повышение начальных параметров пара и понижение его конечного давления повышает степень термодинамического совершенства цикла Ренкина. Обычно давление пара в конденсаторе pi = 0,003...0,005 МПа. [c.95]

Если работа, развиваемая в турбине с учетом внутренних потерь, равна I (индикаторная или внутренняя работа), а работа идеальной турбины — /, то относительный внутренний к. п. д. [аналогично формуле (16.2)] [c.241]

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]

Чтобы убедиться в этом, рассмотрим реальную газотурбинную установку, в которой компрессор и турбина имеют относительные внутренние к. п. д., соответственно равные и механический к. п. д. турбины [c.393]

Но в этом случае процесс расширения и ртутного и водяного пара находился бы в области влажного пара, существенно ухудшающего внутренний относительный к. п. д. турбин. [c.92]

Наибольшее значение определяется величиной внутреннего относительного к. п. д. турбины. [c.136]

Большим недостатком вспомогательной турбины является ее меньший сравнительно с основной турбиной внутренний относительный к. п. д. В табл. 4-14 приведены параметры рабочего процесса установки, работающей по схеме на рис. 4-32 с начальными параметрами = =216 бар, 1=600°С, параметрами помежуточного перегрева п.п=33/28 бар, /п.п=5б5°С и конечными параметрами рк=0,034 бар, 1к=2 399 кдж/кг. Относительные внутренние к. п. д. приняты равными для ц. в. д. т 1 = = 0,805 ц. с. д. т]п=0,89, ц. н. д. г)ш=0,81 и вспомогательной турбины Т]в.т = 0,86. [c.235]

Примем, что тепловая нагрузка района, которая покрывается паром из отборов турбины, равна 232,6 Мет и сетевая вода нагревается в установке от 40 до 180°С. Пусть 7 о= 290° К. Примем внутренние относительные к. п. д. цилиндра высокого давления для обеих турбин равными 0,8. Значения таких же коэффициентов для цилиндра низкого давления примем равными для турбины без промежуточного перегрева 0,83, для турбины с промежуточным перегревом 0,848. Примем условно к. п. д. котла, механический к. п. д. и к. п. д электрогенератора равными единице, ибо их значения не влияют на сравнение. По тем же соображениям излучением тепла от теплообменников в окружающую среду пренебре- [c.245]

В целом КПД ТЭС т)тэс. кром величины т),, включает в себя внутренний относительный т о, и механический т] КПД турбины (см. гл. 20), а такжг КПД электрического генератора т],,, трубопроводов г тр (который учитывает ютери теплоты трубопроводами ТЭС) и парового котла т к [c.187]

Отноашние внутренней действительной работы расишрения реальной турбины к теоретической работе идеальной турбины называют внутренним относительным к. п. д. газовой турбины [c.282]

Пример 18-4. Определить термический к. п. д. идеального цикла ГТУ, [)аботающей с иодиодом теплоты п Л1 р onst, а также тер-МИЧССКП11 к. п. д. действительного цикла, т. е. с учетом необратимости процессов расширения и сжатия в турбине и компрессоре, если внутренние относительные к. п. д. турбины и компрессора равны 1]турб == 0,88 и tIkom = 0,85, Для этой установки известно, что Л =-= 20° С, степень повышения давления в компрессоре Р =6 температура газов перед соплами турбины ts = 900° С. Рабочее тело обладает свойствами воздуха, теплоемкость его постоянна, показатель адиабаты принять равным /г -= 1,41. [c.295]

Пример 19-4. Определить внутренний относительный и эффективный к. п. д. паротурбинной установкн и состояние пара за турбиной, если начальные параметры pi = 160 бар и h = 550° С, давление в конденсаторе = 0,05 бар внутренние относительные к. п. д. турбины и питательного насоса соответственно равны rioT = 0,88 т)он = 0,9 к. п. д. котельной Г1к = 0,85. Паротурбинная установка работает по циклу, изображенному на рис. 19-20. [c.317]

Чтобы убедиться в этом, рассмотрим реальную газотурбинную установку, в которой компрессор и турбина имеют относительные внутренние к. п. д., соответственно равные riS,- т) -, а механический к. п. д. Обозначим далее теоретическую работу сжатия в компрессоре 1 сж через А/к, а теоретическую работу расширения в турбине 1расш через A/j.. [c.550]

Для окончательного суждения о преимуществах того или иного цикла кроме термического к. п. д. необходимо учитывать технические и техникоэкономические характеристики, соответствующие реальной газотурбинной установке. В частности, усложнение газотурбинной установки, в которой топливо сгорает при V = onst, из-за наличия системы распределения и связанного с дополнительными потерями в клапанах уменьшения внутреннего относительного к. п. д. турбины явилось причиной того, что на практике в основном применяют газотурбинные установки со сгоранием топлива при р = onst. [c.565]

Подвод теплоты осуществляется на изобаре р — линия 5—4—6—1 (рис. 11.5), причем на участке 5—4 вода нагревается до температуры насыщения, на участке 4—6 происходит процесс парообразования и на участке 6—1 — процесс перегрева пара. Хотя процесс расширения пара осуществляется до того же давления р2, что и при рассмотрении циклов Карно и Ренкина насыщенного пара, точка 2 при расширении перегретого пара расположена блид<е к пограничной линии х = 1, чем в случае расширения до давления насыщенного пара. Это значит, что в конце процесса расширения перегретый пар имеет большую сухость, или, что то же, содержит меньше влаги при прохождении через проточную часть паровой турбины. В результате сокращаются необратимые потери на трение в процессе расширения пара, повышается внутренний относительный к. п. д. турбины. Цикл Ренкина на перегретом паре является основным циклом современных теплоэнергетических установок. [c.166]

Процесс расширения гелия (Не) в турбине протекает адиабатно. Параметры гелия (fine == 4) на входе Pi = = 1 МПа и = 700 С давление за турбиной р = 0,1 МПа. Внутренний относительный к. п. д. турбины т)о,т = 0,86. Действительная (на лопатках) мощность турбины N = = 40 МВт. Определить температуру гелия на выходе из турбины и массовый расход гелия. Теплоемкость гелия 1Ср = 20,8 кДж/(кмоль-К). [c.26]

В цикле ГТУ с подводом теплоты при р — onst и двухступенчатым сжатием воздуха без регенерации (рис. 11.10, а, б) известны значения параметров == 0,1 МПа = 3 = 17 X = 0,9 МПа и теоретический теплоперепад в турбине — 500 кДж/кг. Определить удельный эффективный расход топлива в установке, если теплотворная способность топлива Qp 40 ООО кДж/кг, массовый расход воздуха М 12 000 кг/ч, к. п. д. камеры сгорания Т1,,. с = 0,95, внутренний относительный к. п. д [c.135]

Расчет провести по следующим данным давление и тем пература гелия перед турбиной 8,07 МПа и 1200 °С, темпе ратура гелия на входе в реактор 675 °С, степень понижени) давления в турбине 3,3 расход гелия 731,5 кг/с. Сжатие ге ЛИЯ в компрессорах и расширение в турбине считать адиа батными. Принять внутренние относительные к. п. д. тур бины и компрессоров =- 0,88 и = 0,86 мехами ческий к. п. д. Т1м = 0,94 к. п. д. электрогенератор Г г = 0,97. Ступенчатое сжатие гелия рассматривать npi условии, что степени повышения давления во всех компрес сорах одинаковы при одинаковых температурах начал сжатия. Принятые параметры рассмотренного вариант схемы ГТУЗЦ выбирались при проектных исследованиях н основе оптимизационных расчетов. [c.137]

В данной работе в качестве регулируемых параметров выбраны начальные давление р[ и температура А температура газа перед турбиной tз, расход рабочего тела О внутренние относительные КПД турбины Т101 и компрессора т)01 давление воздуха в камере сгорания ра показатель адиабаты газа — рабочего тела к. [c.255]

Аналогично формуле (4-8 ), в которой работа идеальной газотурбинной установки представлена разностью работ турбины и компрессора, внутреннюю работу действительной газотурбинной устаноЕ5КИ можно выразить разностью работ реальной турбины и реального компрессора для этого вводится понятие внутреннего относительного к. п. д. газовой турбины T]gj он представляет отношение внутренней работы турбины WiT = г з — й к полезной работе идеальной турбины Шот = г з — h> так что [c.168]

Реальный адиабатный процесс истечения в сопловом аппарате турбины протекает с возрастанием энтропии, вследствие чего действительное теплопадение Дйд < Ah (рис. 1.67), а следовательно, термический к. п. д. цикла при необратимом процессе в турбине rijj = AhJ hi — Л 2) будет меньше, чем при обратимом т] = A/i/( i - h 2). Отношение г р к Tip называют внутренним относительным к. п. д. цикла и обозначают его так [c.94]

Наряду с термическим КПД, который, как уже было сказано, у турбин довольно высок, важно зпапь также и их полны КПД, равный произведению термического на внутренний относительный КПД, определенный в гл. 3 и характеризующий совершенство машины. Для оценки этой величины необходимо знать минимальное количество работы, необходимое для выполнения того же самого процесса. В большинстве электростанций более 90% энергии топлива идет-на производство пара, системы с парогенератором имеют довольно высокий полный КПД, практически равный термическому КПД. Единственным путем дальнейшего увеличения эффективности использования топлива является переход к методам прямого преобразования теплоты в электрическую энергию. Такие методы существуют II будут рассмотрены в гл. 5. [c.76]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...