что такое располагаемый теплоперепад турбины

Газотурбинные установки. Конструкция, динамика и прочность турбомашин (Ответы на экзаменационные вопросы и задания)

Страницы работы

Содержание работы

1. Как пользуясь только таблицами термодинамических свойств водяного пара определить располагаемый теплоперепад конденсационной турбины?

По начальным и конечным параметрам определить энтальпии и вычесть из начальной энтальпии конечную.

.

2. В чем принципиальная разница абсолютных КПД и относительных? Какой из них больше?

Относительный КПД больше абсолютного КПД. В абсолютных учитывается термический КПД.

Относительный КПД это отношение мощности (теплоперепада) к мощности при идеальном процессе (располагаемому теплоперепаду), а абсолютный к подведенной теплоте.

.

.

3. Чем отличается эффективная мощность турбоагрегата от электрической? Какая из них больше и на сколько?

Эффективная мощность – мощность, на валу турбины. Электрическая – мощность, снимаемая с клемм электрогенератора.

Электрическая мощность включает все потери на преобразование эффективной мощности с вала в электрическую энергию в электрогенераторе, поэтому она меньше эффективной. .

4. Определите удельный расход теплоты турбоустановки в кДж/(кВт ч) при электрическом КПД, равном 0,40.

.

5. Какая идея заложена в сравнении эффективности циклов с помощью эквивалентной температуры?

Эквивалентная температура Т_экв представляет собой ту среднюю температуру подвода теплоты, при которой

(КПД цикла Карно при температуре подвода теплоты Т_экв)

Более эффективен тот цикл, у которого выше Т_экв, так как эффективность циклов – эффективность преобразования теплоты в работу в цикле, характеризуется КПД, чем выше Т_экв тем выше КПД цикла. Сравнивать циклы легко и наглядно.

6. Как по площадям реального цикла паротурбинной установки в T-s диаграмме определить абсолютный внутренний КПД?

– абсолютный внутренний КПД, где q1-пл.1abcde21, q2-пл.1aef321

Н_i = H₀ – пл.ef32e = (пл.1abcde21 – пл.1ae21) – пл.ef32e

7. Что такое располагаемый и использованный теплоперепады турбины?

Располагаемый теплоперепад – тот теплоперепад, который может быть превращен в работу турбиной. Использованный – тот теплоперепад, который реально был превращен в работу турбиной.

Н_i = H₀ – пл.ef32e = (пл.1abcde21 – пл.1ae21) – пл.ef32e

8. Чему примерно равны значения давления в конденсаторе p_к принимаемые при проектировании конденсационных турбин?

Рк = 3,4-4(при средней темп-ре охл. воды 10-12,) 5-8(при темп. 20-27, чаще для ТЭЦ при оборотной системе технического водоснабжения) 10-12(в отдельных случаях в странах с жарким климотом) кПа.

9. Что такое номинальная мощность турбоагрегата и в чем ее отличие для конденсационных и теплофикационных турбин?

Номинальная мощность турбоагрегата – мощность турбоагрегата, указанная изготовителем, при которой турбина может работать неограниченное количество времени, не превышающее срок службы, при номинальный основных параметрах.

Номинальная (максимальная) мощность для К-турбин это мощность при полностью открытых регулирующих клапанах и номинальных параметрах и чистой проточной части.

Для Т-турбин – это наибольшая мощность, которую турбина должна длительно развивать при определенных давлениях пара в отборах. Для теплофикационных турбин отдельно указывается еще и максимальная мощность, которая развивается при выключенных отопительных отборах.

10. Почему повышение температуры свежего пара приводит к повышению экономичности цикла?

Так как увеличивается эквивалентная температура подвода теплоты к рабочему телу, а значит и растет термический КПД цикла.

Рост температуры свежего пара приводит к росту степени сухости пара (сдвиг точки е вправо), следовательно растет

Эффективность цикла характеризуется: , значит с ростом температуры свежего пара повышается и экономичность цикла.

11. Чем объясняется ограничение в повышении температуры свежего пара? Почему в последние годы эта температура несколько снизилась?

Повышение температуры свежего пара происходило вплоть до 565 0 С, это ограничение объясняется использованием перлитного класса сталей, хотя существуют опытные установки на 650 0 С на аустенитном классе сталей, повышение экономичности не покрывает значительного удорожания, накладываемого использованием подобных сталей. Таким образом, ограничения объясняются предельными температурами нормальной работы используемых сталей.

В последние годы температуры была снижена с 565 0 С до 540 0 С из соображений обеспечения необходимого ресурса (времени работы сталей при тех нагрузках, на которые они рассчитаны, с ростом температуры это время уменьшается)

12. Почему при T₀ = const имеется оптимум по давлению свежего пара и дальнейшее увеличение давления сопровождается снижением экономичности цикла?

Как видно из T-S диаграммы с повышением давления растет эквивалентная температура, а значит расчет термический КПД, однако при повышении давления при постоянной температуре возрастает влажность в конце процесса расширения пара в турбине, что влечет снижение внутреннего КПД, следовательно, экономичность цикла будет расти с повышением давления до определенного предела.

Источник

Тепловой расчёт ЦВД паровой турбины

Значение тепловых электростанций. Определение расходов пара ступеней турбины, располагаемых теплоперепадов и параметров работы турбины. Расчет регулируемой и нерегулируемой ступеней и их теплоперепадов, действительной электрической мощности турбины.

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

ТЭЦ оборудуются турбинами с противодавлением или с регулируемыми отборами. Эти электростанции предназначены для отпуска как электрической, так и тепловой энергии. Особенностью ТЭЦ является комбинированная выработка электрической и тепловой энергии, характеризующая высокой тепловой экономичностью.

тепловой электростанция турбина мощность

1) мощность турбины: Nэ=40 МВт;

2) начальное давление пара: p₀= 12,8 МПа;

3) начальная температура пара: t₀=555 о С;

4) противодавление за ЦВД: p₂= 1,3 МПа;

5) частота вращения: n=3000 об/мин.

Предварительный расчёт турбины

Определение расхода пара на турбину

— коэффициент, учитывающий наличие нерегулируемых отборов пара на регенеративный подогрев питательной воды;

— расчётная электрическая нагрузка турбоагрегата; кВт.

— внутренний относительный КПД турбины;

— механический КПД турбины;

— КПД электрического генератора.

Коэффициент m_p характеризует суммарную величину отборов пара на регенеративные подогреватели питательной воды. Принимаем для ЦВД с двумя отборами m_p=1,09.

Располагаемый теплоперепад турбины H₀ находится как разность начальной энтальпии пара при заданных начальных давлении и температуре с учётом дросселирования в паровпускных органах и конечной энтальпии, соответствующей окончанию изоэнтропийного процесса расширения в проточной части до заданного конечного давления.

Средние значения КПД для турбины мощностью 40000 кВт принимаем 0,85.

Средние значения механического КПД принимаем 0,98.

Значение КПД принимаем 0,987.

Располагаемый теплоперепад в турбине:

Расход пара на ЦВД отличается от расхода пара на турбину, на величину утечки пара через уплотнение.

Утечка пара через уплотнение определится по формуле:

Число уплотнительных гребней: ;

Диаметр щелей под гребнями: ;

Коэффициент расхода: (определён по рисунку 1;3.25)

Таким образом расход пара на регулирующую ступень составляет:

Расчёт регулирующей ступени

В турбинах с дроссельным парораспределением регулирующая ступень отсутствует.

Экономичность регулирующей ступени характеризуется внутренним относительным КПД который рассчитывается по формуле:

— поправка на КПД регулирующей ступени при отклонении отношения скоростей от оптимального значения ;

— давление пара перед соплами регулирующей ступени; Па.

— объём пара перед соплами регулирующей ступени; м 3 /кг.(по h-s диаграмме )

— отношение окружной скорости u к фиктивной скорости определяемой из соотношения :

Значение оптимального отношения скоростей можно определить из условия максимума КПД по формуле:

— коэффициент скорости сопловой решетки (принимается =0,96);

_1э-эффективный угол выхода потока пара из сопловой решетки;

— число венцов в ступени (при одновенечной );

при расчёте можно принять следующие значения угла выхода и степени парциональности:

-для одновенечной ступени значение угла выхода_1э =11-14 0 ; =0,05-0,12;принимается12 и 0,1

Для регулирующей ступени из-за потерь энергии на трение диска, от утечек пара и др. отношение скоростей выбирают несколько меньшими, чем их оптимальные значения, рассчитанные по формуле:

принимаем несколько меньшим равным 0,43;

При принятом м, рассчитываем теплоперепад регулирующей ступени:

— коэффициент скорости сопловой решетки;

— коэффициент скорости рабочих лопаток;

— угол выхода потока пара из сопловой решетки;

— угол направления относительной скорости на входе в рабочую решётку;

— угол направления относительной скорости на выходе из рабочей решётки.

Определение размеров первой и последней нерегулируемых ступеней

В h-s диаграмме от точки, характеризующей состояние пара перед первой нерегулируемой ступенью, по полезно используемому теплоперепаду и заданному конечному давлению пара осуществляется построение предварительного реального процесса расширения пара в группе нерегулируемых ступеней.

При этом значение теплоперепада находится как разность начальной энтальпии пара и конечной энтальпии, соответствующей окончанию изоэнтропийного процесса расширения в нерегулируемых ступенях до заданного конечного давления.

Значение внутреннего КПД рассчитывается по формуле:

— средний расход пара через группу ступеней;

— средний удельный объём пара м 3 /кг

— располагаемый теплоперепад группы ступеней кДж/кг;

; потери с выходной скоростью

принимаем равным 12 0 ;

-число ступеней в группе;

Определение размеров первой нерегулируемой ступени

Расчёт первой нерегулируемой ступени производится при принимаемых предварительно значениях диаметра ступени или высоты сопловой решётки

— степень парциональности (желательно иметь 1);

— расход пара через ступень;

— теоретический объём пара за сопловой решёткой, м 3 /кг;

Отношение скоростей можно рассчитать по формуле:

— коэффициент расхода сопловой решётки (приближённо =0,97);

— частота вращения ротора турбины, 1/с;

— степень реактивности ступени;

— эффективный угол выхода пара из сопловой решётки.

Целесообразный диаметр первой нерегулируемой ступени

Отношение скоростей можно рассчитать по формуле:

В зависимости от степени реактивности и угла выхода

-эффективный угол выхода задаётся с учётом того, что, с одной стороны, желательно его уменьшение для получения большей высоты лопаток и повышения КПД ступени, с другой стороны, уменьшение приводит к росту профильных потерь в решётках и увеличению осевого зазора между сопловой и рабочей решётками. Принимаем

Определение размеров последней нерегулируемой ступени

Если в группе ступеней с постоянным корневым диаметром принять постоянное значение отношения скоростей и степеней реактивности в сечениях у корня рабочих лопаток, то все лопатки этой группы будут иметь одинаковые профили и, следовательно, лопатки будут отличаться только высотой.

Такая унификация позволяет использовать один и тот же инструмент и приспособления, удешевляющие изготовление турбины.

При определении размеров последней нерегулируемой ступени исходят из того, что для обеспечения технологичности конструкции турбины, унификации ее отдельных её элементов проточная часть высокого давления турбины выполняется с постоянным корневым диаметром ступени (диаметром посадки рабочих лопаток на диск ).

При известных диаметре и высоте сопловой лопатки первой нерегулируемой ступени корневой диаметр определяется из выражения

-высота рабочей лопатки первой нерегулируемой ступени, м;

При равных корневых диаметрах ступеней турбины расчётные средние диаметры нерегулируемых ступеней возрастают вдоль проточной части от первой ступени к последней в связи с ростом высоты лопаток. Связь между высотами рабочих лопаток и диаметрами первой и и последней и нерегулируемых ступеней устанавливается из выражения :

Значения удельных объёмов пар в конце процесса расширения пара в первой и последней нерегулируемых ступеней определяют по предварительно построенному в hs- диаграмме действительному процессу расширения пара в группе нерегулируемых ступеней турбины по давлению пара за этими ступенями.

Из которого определяется:

И затем средний диаметр последней ступени:

Определение числа нерегулируемых ступеней и их теплоперепадов

Число нерегулируемых ступеней турбины находится по формуле

— располагаемый теплоперепад, приходящийся на группу нерегулируемых ступеней,

— коэффициент возврата теплоты;

Определение числа ступеней и распределение теплоперепада между ними удобно производить построением специальной диаграммы: выбирается отрезок a произвольной длины. По его концам на перпендикулярах откладывают отрезки, соответствующие в масштабе средним диаметрам первой нерегулируемой и последней ступеней цилиндра. Концы отрезков соединяют плавной кривой, соответствующей закону раскрытия проточной части.

На диаграмме наносится линия изменения x опт по ступеням, (это либо прямая линия, либо вообще величина x опт принимается постоянной для всех ступеней). Отрезок а делим на 16 равных частей, из концов отрезков восстанавливаем перпендикуляры и в точках пересечения с линиями средних диаметров и x опт определяют величины d и x опт условных ступеней. По этим данным определяют теплоперепады по формуле:

Находим средний теплоперепад:

Определим число нерегулируемых ступеней в ЦВД. Из предварительного расчёта известны средние диаметры паровой и последней ступеней цилиндра:

Располагаемый теплоперепад на нерегулируемые ступени ЦВД:

Примем постоянными для всех ступеней:

Предварительно оценив количество нерегулируемых ступеней в ЦВД:

Найдём величину коэффициента возврата тепла:

=- коэффициент для процесса, проходящего в перегретом паре;

Необходимое число ступеней в цилиндре:

то есть 16 ступеней.

Уточнённый средний теплоперепад на ступень цилиндра:

Процесс расширения пара в турбине в h,s-диаграмме

Считая процесс дросселирования в паровпускных органах изоэнтальпийным, строим его в hS- диаграмме отрезком горизонтали до пересечения в точке Оґ с изобарой

Затем определяем температуру:

Принимаем что турбина имеет сопловое парораспределение, характерное для современных турбин мощностью ниже 1000 МВт.

Регулирующую ступень выполняем одновенечной: при принятом среднем диаметре регулирующей ступени рассчитан располагаемый теплоперепад регулирующей ступени равен ;

КПД регулирующей ступени рассчитан и составляет

Действительный теплоперепад, срабатываемый в регулирующей ступени:

определяет изобару Р_р.с=10,3 МПа. Откладывая из точки Оґ на этой же вертикали отрезок, равный и проводя через его конец изоэнтальпу:

Действительный процесс расширения пара в регулирующей ступени изображается отрезком прямой, соединяющей точки Оґ и 1.

Давление пара за ЦВД принимаем равным давлению в производственном отборе Р_пр.отб.:

Строим изоэнтропный процесс расширения пара в ЦВД. Опуская вертикаль из точки 1 до пересечения с изобарой в точке 2_ид, находим:

и располагаемый теплоперепад в ЦВД:

Задаёмся величиной относительного внутреннего КПД ЦВД определяем действительный теплоперепад, срабатываемый в ЦВД:

В hS— диаграмме находим точку 2, соответствующую окончанию действительного процесса расширения в ЦВД, как точку пересечения изоэнтальпы

с изобарой давления за ЦВД .

Действительный процесс расширения в ЦВД изобразится отрезком прямой, соединяющей точки 1 и 2.

Детальный расчёт ступеней турбины

Детальный расчёт регулирующей ступени

Источник

6.1. Конденсационные турбины и турбины, работающие с

противодавлением без регулируемого отбора пара

1. На диаграмме h—s (рис. 6.1) по параметрам р₀, t₀ наносят точку 0 (состояние пара перед стопорным клапаном).

2. Из точки 0 проводят линию изоэнтропийного процесса до пересечения с изобарой, соответствующей давлению отработанного пара р_к. Точку пересечения обозначают к_t.

3. Определяют разность энтальпий точек 0 и к_t.

т. е. располагаемый теплоперепад на турбину без учета потери давле­ния в стопорном и регулирующих клапанах.

4. Потерю давления в стопорном и регулирующих клапанах за счет дросселирования принимают ∆р=(0,030,05)∙р₀. Обычно берут ∆р=0,05∙р₀, так что давление пара перед соплами регулирующей ступени р‘₀= 0,95∙p₀. На диаграмме h—s проводят изобару, соответствующую давлению р‘₀.

5. Проведя из точки 0 линию постоянной энтальпии h ₀=constдо пересечения с изобарой р‘₀, намечают точку 0 ‘, соответствующую состоянию пара перед соплами регулирующей ступени.

6. Потерю давления в выхлопном патрубке (от последней ступени турбины до конденсатора) принимают Δp_в.п.≈(0,020,08)∙р_к.

Нижний предел берут для турбин, работающих с противодавлением, верхний – для конденсационных турбин.

7. Определяют давление пара на выходе из последней ступени

8. Проведя из точки 0 ‘ линию изоэнтропийного процесса до пересечения с изобарой р‘_к, намечают точку к‘_t. Определяют разность энтальпий в точках 0 ‘ и к‘_t

т. е. изоэнтропийный теплопере­пад в турбине с учетом потерь в стопорном и регулирующих клапанах и выпускном патрубке.

9. После этого необходимо определить внутренний относительный КПД η_0i по методике представленной выше.

11. Затем определяют энтальпию h_к=h₀— H_i. Откладывают значение энтальпии h_к на изобаре р‘_к в точке к‘. Продлив горизонтальную линию от точки к‘ до пересечения с изобарой р _к, получают точку к, характеризующую состояние пара при входе в конденсатор или на выходе из патрубка турбины, работающей с противодавлением.

Рисунок 6.1. Процесс расширения для турбин работающих без регулируемого отбора пара

6.2. Турбины с регулируемыми отборами пара

1. Из точки 0 ‘ (рис. 6.2) проводят линию изоэнтропийного процесса допересечения с изобарой, соответствующей давлению отбираемого пара р_п. Точку пересечения обозначают 1t. Определяют разность энтальпий в точках 0 ‘ и 1t

т. е. изоэнтропийный теплопере­пад в части высокого давления (ЧВД) турбине с учетом потерь в стопорном и регулирующих клапанах и выпускном патрубке;

2. После этого определяют внутренний относительный КПД η I _0i по методике представленной выше и определяют используемый теплоперепад в ЧВД турбины H I _i=H I ₀∙η I _0i;

3. Затем определяют энтальпию h₁=h₀—H I _i. Откладывают значение энтальпии h₁ на изобаре р_пв точке 1, характеризующую состояние пара в камере отбора;

4. Учитывая потери давления в регулирующих клапанах производственного отбора Δp_п≈(0,060,1)∙р_п, находим изобару, отвечающую давлению р`<sub>п</sub>. Продлив горизонтальную линию от точки 1 до пересечения с изобарой р`_п, получают точку 1‘, характеризующую начало процесса расширения в следующем отсеке;

5. Аналогично находятся теплоперепады следующих отсеков H II _i, H III _i.

Потери давления в теплофикационных отборах Δp_т≈(0,050,08)∙р_т.

Рисунок 6.2. Процесс расширения турбины с производственным и

Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).

Источник

Понятие о возвращенном тепле. Связь между КПД многоступенчатой паровой турбины и КПД ее ступеней

а). Понятие о возвращенном тепле

Одной из особенностей преобразования энергии пара в многоступенчатой турбине является использование в ее ступенях так называемого возвращенного, тепла.

Внутренние потери энергии через механизм трения превращаются в тепло, повышая энтальпию рабочего тела, поступающего в следующую ступень, и увеличивая тем самым располагаемые теплоперепады в этой ступени. Процесс преобразования энергии дара ввиду потерь сдвигается в сторону роста энтропии, где адиабатный теплоперепад, приходящийся на определенный перепад давлений, увеличивается. На диаграмме h-s изобары с ростом энтропии расходятся. Это можно показать графически (рис. 91).

Рассмотрим на диаграмме h-s процесс преобразования энергии пара в многоступенчатой активной турбине (ρ=0).

, и – теоретические адиабатные теплоперепады в 1-й, 2-й и 3-й ступенях;

— сумма потерь кинетической энергии на окружности и внутренних потерь k-ой ступени.

Для количественного определения величины возвращенного тепла через точки и проведем линии и эквидистантные изобарам Р₁ и Р₂.

Запишем выражение для действительных адиабатных теплоперепадов в ступенях

h_a1= ; h_a2= +_Δh_2; h_a3= + _Δh₃ (4.3.18)

Располагаемый теплоперепад на турбину можно определить как сумму

, (4.3.19)

где Н_а – адиабатный теплоперепад на турбину;

Q= – возвращенное тепло.

Таким образом, возвращенное тепло представляет разность между потерей кинетической энергии в ступенях и невозвратной потерей из-за политропичности процесса.

R= = (4.2.20)

Величина R зависит от следующих факторов:

— от состояния пара; в области перегретого пара R больше, так как изобары в этой области расходятся в большей степени;

— от числа ступеней z; с увеличением z коэффициент возвращенного тепла R, возрастает;

-от внутреннего КПД турбинных ступеней η_i, коэффициент возвращенного тепла R увеличивается с уменьшением η_i, так как при этом растут потери энергии, процесс расширения сдвигается в сторону увеличения энтропии, где изобары расходятся в большей степени.

Для определения коэффициента возвращенного тепла существует ряд приближенных формул, например, формула Г.Флюгеля

(4.3.22)

где α-опытный коэффициент;

α = 0.20, если процесс идет только в области перегретого пара;

α= 0.12, если линия процесса лежит в области влажного пара;

α = 0.14 – 0.18, когда процесс переходит из области перегретого в область влажного пара.

Для корабельных турбин величина коэффициента возвращенного тепла лежит в пределах R = 1.02 – 1.06.

б). Связь между КПД многоступенчатой паровой турбины и КПД ее ступеней

Определим связь, существующую между КПД многоступенчатой турбины и КПД ее отдельных ступеней.

В соответствии с (4.3.12) и (4.3.14) внутренний КПД турбины равен

. (4.3.23)

Внутренняя работа ступени определяется формулой

где η_ik – внутренний КПД отдельной (k-ой) ступени;

h_ak – адиабатный теплоперепад на эту ступень.

Для простоты рассуждений примем, что внутренний КПД каждой ступени одинаков, т.е.

Подставляя (4.3.24) в (4.3.23) с учетом (4.3.25), получим

(4.3.26)

(4.3.27)

располагаемый теплоперепад на турбину.

(4.3.28)

коэффициентом возвращенного тепла, который в зависимости от числа ступеней турбины может быть равен R = 1,02÷1,06.

С учетом (4.3.27) и (4.3.28) из соотношения (4.3.26) получаем

Таким образом, внутренний КПД турбины больше среднего из внутренних КПД ее ступеней в R раз.

Более высокий КПД многоступенчатой турбины по сравнению с КПД одноступенчатой турбины объясняется рядом причин:

1. Уменьшение теплоперепадов на каждую ступень (h_aср Р₁.

5. У реактивных турбин возникают большие осевые усилия, действующие на ротор турбины. Для компенсации этих усилий применяют специальное разгрузочное устройство (думмис), что усложняет конструкцию турбины.

6. При одинаковой степени влажности в области низких давлений пара эрозионные разрушения реактивных лопаток меньше, чем активных вследствие меньших скоростей парового потока.

7. Турбины активного типа, имеющие большие радиальные зазоры (Р_d=Р₁, отчего перетекание пара незначительно), допускают более быстрое прогревание перед пуском, т.е. обладают большей маневренностью, чем реактивные турбины.

Источник