Меню

Как определяется мощность турбины



МОЩНОСТЬ И КПД ТУРБИНЫ

Работа турбины как теплового двига­теля характеризуется внутренней (инди­каторной) мощностью, развиваемой ло­патками, и эффективной (на валу) мощ­ностью

Эффективная мощность Ne меньше внутренней Ni на значение механических потерь (в подшипниках, на привод вспомогательных механизмов и т д ) Внут­ренняя мощность Ni меньше мощности N, которую развивала бы идеальная турбина, на значение внутренних потерь (от трения и завихрения в каналах, от перетечек пара в зазорах помимо сопл и т. д.)

Внутренний относительный КПД учи­тывает внутренние потери турбины и оп­ределяется отношением

Механические потери оцениваются меха­ническим КПД:

Для большинства современных турбин [14] ηoi = 0,7÷0,88; ηмех = 0,99÷0,995.

КЛАССИФИКАЦИЯ ТУРБИН

Турбины паровые стационарные для привода турбогенераторов (ГОСТ 3618— 82) выпускаются мощностью от 2,5 до 1600 МВт на параметры свежего пара ро = 3,4÷23,5 МПа и to = 435÷565 °С.

Турбины изготовляются следующих типов: конденсационные (К), конденса­ционные с отопительным (теплофикаци­онным) отбором пара с давлением отбо­ра 0,18 МПа (Т), с производственным отбором пара для промышленного по­требления (П), с двумя регулируемыми отборами пара (ПТ), с противодавлени­ем (Р), с производственным отбором и противодавлением (ПР) и теплофика­ционные с противодавлением и отопи­тельным отбором пара (ТР).В обозначе­нии после буквы (тип турбины) приво­дится ее номинальная мощность в МВт, а затем номинальное давление пара (пе­ред стопорным клапаном турбины) в кгс/см 2 . Для турбин П и ПТ в обозна­чении давления под чертой отмечается номинальное давление производственно­го отбора или противодавления турбины в кгс/см 2 .

Пример. Турбина номинальной мощ­ностью 60 МВт на начальное давление 12,74 МПа (130 кгс/см 2 ) с двумя регули­руемыми отборами пара — производ­ственным 1,274 МПа (13 кгс/см 2 ) и теп­лофикационным отбором обозначается ПТ-60-130/13.

Мощные конденсационные турбины типа К характеризуются тем, что почти весь пар, пройдя через турбину, направ­ляется в конденсатор и выделяющаяся при конденсации теплота полностью те­ряется. Из нескольких промежуточных ступеней турбины часть пара отбирается для регенеративного подогрева пита­тельной воды, повышающего, как пока­зано в § 6.4, термический КПД цикла. Таких отборов, называемых нерегулируе­мыми (давление отбора колеблется при изменении нагрузки), может быть от двух до девяти.

В конденсационных турбинах типа Т, предназначенных для совместной выра­ботки электроэнергии и теплоты, пар в ко­личестве, значительно большем, чем на регенерацию, отбирается на теплофика­цию, а оставшийся, пройдя последние ступени турбины, направляется в кон­денсатор. Давление пара, отбираемого на теплофикацию, поддерживается по­стоянным, отсюда отбор называют регу­лируемым.

Турбины типа П отличаются от тур­бин типа Т лишь тем, что пар из них отбирается для промышленного потреб­ления и имеет более высокие параметры. Промышленный отбор также является регулируемым, так как потребители тре­буют постоянного давления.

Читайте также:  План кондитерского цеха малой мощности

Турбины типа Р отличаются от всех предыдущих типов тем, что после них отсутствует конденсатор и весь отрабо­тавший пар идет на отопление или про­изводственные нужды.

Турбинами с противодавлением явля­ются также предвключенные турбины, после которых пар используется в турби­нах среднего давления. Такие турбины применяют и для «надстройки» турбин­ного оборудования электрических стан­ций при переводе их на пар более высо­ких параметров с целью повышения эко­номичности.

При расширении пара в многоступен­чатых турбинах удельный объем его от ступени к ступени возрастает, вызывая увеличение общего объема пара, прохо­дящего через проточную часть турбины. Например, пар, входя в турбину с давле­нием 2,85 МПа и температурой 400 °С, имеет удельный объем, равный 0,103 м 3 /кг, а при выходе из турбины в конденсатор, где давление пара 4 кПа и влажность 12 %, удельный объем со­ставляет уже 31 м э /кг, т. е. в 300 раз больше. Для пропуска возрастающего объема пара приходится увеличивать живое сечение сопл и лопаточных кана-

лов Но с увеличением высоты лопаток и диаметра дисков возрастают окружные скорости их движения, превышать кото­рые по условиям прочности сверх до­пустимых (н = 350-=-400 м/с) нельзя. Так как наибольшую высоту имеют ло­патки последних ступеней, то именно их пропускная способность по пару лимити­рует предельную мощность турбины

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

Источник

Расчет мощности турбины

date image2015-06-16
views image1276

facebook icon vkontakte icon twitter icon odnoklasniki icon

При газотурбинном наддуве необходимо определить параметры газа перед турбиной и за ней, удельную работу расширения газов в турбине и мощность турбины.

Расход газа через турбину Gг больше расхода воздуха через цилиндры Gк на величину расхода топлива Gт, поэтому

Температура продуктов сгорания в процессе движения из цилиндра в коллектор изменяется. Полагая этот процесс политропным, температуру продуктов сгорания в коллекторе Тг рассчитываем по уравнению:

Тг= 1137,3/(0,794/0,2125) (1.25 – 1)/1.25 =873,7 К.

При продувке цилиндра и в выпускном коллекторе продукты сгорания смешиваются с продувочным воздухом. Решение уравнения теплового баланса для этой смеси позволяет получить следующее выражение для расчета температуры выпускных газов перед турбиной:

где ср‘ = 27,57 + 0,0025Тs кДж/(кмоль К) — средняя мольная теплоемкость воздуха;

ср‘ = 27,57 + 0,0025×328=28,39 кДж/(кмоль К)

ср» = 28,22+0,00307Тг кДж/(кмоль К) — средняя мольная теплоемкость продуктов сгорания.

ср» = 28,22+0,00307×873,7=30,9 кДж/(кмоль К);

Тогда температура газов перед турбиной:

Температуру газов за турбиной следует определяем по уравнению расширения газов в проточной части турбины:

Т’о = 744,3/(0,2125/0,103) (1.25 – 1)/1.25 =643,9 К;

Читайте также:  Номинальная мощность персональный ком

Адиабатную работу расширения газов в турбине рассчитываем по уравнению

где Rг = 0,3 кДж/(кг К) — газовая постоянная выпускных газов.

Мощность газовой турбины определим по уравнению:

где ке — коэффициент импульсности равный 1,07. 1,4 — при импульсном наддуве. принимаем ке=1,1;

Для осуществления газотурбинного наддува необходимо выполнение условия Nк = Nт. Относительное расхождение между мощностями турбины и компрессора DNк = ½100(Nк-Nт)/Nк½ не должно превышать 3 %.

Источник

Расчет мощности турбоагрегата

Мощность турбины определяется как сумма её мощностей по отсекам (секциям):

, кВт,

где – мощность турбины в i-м отсеке, кВт; ≈ 0,995 — механический КПД турбины; ≈ 0,987 — КПД электрического генератора.

Мощность турбины в i-м отсеке Ni определяется произведением расхода пара в отсеке отбора на полезно используемую разность энтальпий (теплоперепад), кВт.

Мощность турбины в отсеке 0-1 (перед отбором №1):

кВт;

Мощность турбины в отсеке 1-2 (между отборами №1 и №2):

кВт;

Мощность турбины в отсеке 2-3 (между отборами №2 и №3):

кВт;

Мощность турбины в отсеке 3-4 (между отборами №3 и №4):

кВт;

Мощность турбины в отсеке 4-5 (между отборами №4 и №5):

кВт;

Мощность турбины в отсеке 5-К (между отбором №5 и конденсатором):

кВт.

В этих формулах:

=14,258 кг/с – отбор №1 пара из ЦВД на ПВД;

= кг/с – отбор №2 пара из ЦСД на деаэратор;

кг/с – отбор №3 пара из ЦСД на ПНД;

кг/с – отбор №4 пара из ЦСД на СП-2;

кг/c – отбор №5 пара из ЦСД на СП-1;

кДж/кг — разность энтальпий свежего и отработавшего пара в отсеке 0-1 турбины;

кДж/кг — разность энтальпий свежего и отработавшего пара в отсеке 1-2;

кДж/кг — разность энтальпий свежего и отработавшего пара в отсеке 2-3;

кДж/кг — разность энтальпий свежего и отработавшего пара в отсеке 3-4;

кДж/кг — разность энтальпий свежего и отработавшего пара в отсеке 4-5;

кДж/кг — разность энтальпий свежего (из hs-диаграммы) и отработавшего пара в отсеке 5-К.

Подставим значения соответствующих величин в формулы мощности:

кВт;

кВт;

кВт;

кВт;

кВт;

кВт.

кВт.

Неточно! 30.01.19

Расчет мощности привода питательного насоса

Мощность, потребляемая насосом,

= кВт,

где — расход питательной воды, кг/с; pв и pн — давления питательной воды перед насосом и за ним, Па; — средняя плотность питательной воды, кг/м 3 ; — коэффициент, учитывающий гидравлические потери в насосе; — коэффициент, учитывающий механические потери в насосе и протечки воды.

Читайте также:  Нет мощности вольво s80

=(1,1…1,2) кВт.

Давление питательной воды перед насосом

МПа.

Давление питательной воды за насосом pн=15,357 МПа (определено при расчёте ПВД).

Средняя плотность питательной воды

кг/м 3 ,

где — средний удельный объём, м 3 /кг.

Коэффициент, учитывающий гидравлические потери в насосе

≈ 0,84…0,85;

Коэффициент, учитывающий механические потери в насосе и протечки

≈ 0,98.

= кВт;

=1,2 кВт.

Энергетические показатели теплофикационной турбоустановки

1. Абсолютный электрический КПД теплофикационной турбоустановки брутто (мощностью кВт) равен:

,

где Qэ — полный секундный расход тепла на турбоустановку, кВт/с.

Величина Qэ определяется по формуле (где в нашем случае Dт=Dпп):

кВт/с.

. Неточно! 30.01.19

Из определения показателя следует, что для повышения экономичности паротурбинной установки следует увеличивать термический КПД цикла (за счет роста разности средних температур, определяющих процессы подвода теплоты в котле и отвода теплоты в конденсаторе), совершенствовать проточную часть турбины, а также сокращать потери механические и в электрическом генераторе.

2. Полный КПД теплофикационной турбоустановки (коэффициент использования тепла)

, Неточно! 30.01.19

где кВт теплота, отдаваемая тепловому потребителю.

3. Удельная выработка электроэнергии на тепловом потреблении

кВт/кВт.

В формуле для удельной выработки мощность, вырабатываемая за счет пара теплофикационных отборов:

кВт.

=

Каково же значение N пэ ?! 30.01.19

Величина в формуле для удельной выработки — расход теплоты на отопление – рассчитывается по формуле:

кВт.

кВт/кВт. Неточно! 30.01.19

Из расчета теплофикационной установки следует, что без применения методов оптимизации работы паротурбинных установок их экономичность невысока, и КПД не превышает 35%.

Это связано не столько с несовершенством оборудования, сколько с законами термодинамики: теплота конденсации пара, передаваемая охлаждающей воде в конденсаторе, составляет половину теплоты, поступившей в котле от топлива к рабочему пару.

Основные потенциальные методы повышения экономичности ПТУ:

— аэродинамическое совершенствование паровой турбины;

— совершенствование ТД цикла, главным образом, путем повышения параметров пара, поступающего из парогенератора, и снижения давления пара, отработавшего в турбине;

— совершенствование и оптимизация тепловой схемы и оборудования.

Литература

1. Теплотехника: учебник для вузов/В.Н. Луканин [и др.]; под ред. В.Н. Луканина. – 2-е изд., перераб. – Москва: Выс. шк., 2000. – 671 с.

2. Лариков, Н.Н. Теплотехника: учеб. для вузов. – 3-е изд., перераб. и доп. – Москва: Стройиздат, 1985. – 432 с.

3. Александров, А.А. Таблицы теплофизических свойств воды и водяного пара: Справочник. Рек. гос. службой стандартных справочных данных. ГСССД Р-776-98/ А.А. Александров, Б.А. Григорьев. — Москва: Издательство МЭИ, 1999. — 168 с; ил.

Дата добавления: 2019-02-26 ; просмотров: 238 ; Мы поможем в написании вашей работы!

Источник

Как определяется мощность турбины



МОЩНОСТЬ И КПД ТУРБИНЫ

Работа турбины как теплового двига­теля характеризуется внутренней (инди­каторной) мощностью, развиваемой ло­патками, и эффективной (на валу) мощ­ностью

Эффективная мощность N e меньше внутренней N i на значение механических потерь (в подшипниках, на привод вспомогательных механизмов и т д ) Внут­ренняя мощность N i меньше мощности N 0, которую развивала бы идеальная турбина, на значение внутренних потерь (от трения и завихрения в каналах, от перетечек пара в зазорах помимо сопл и т. д.)

Внутренний относительный КПД учи­тывает внутренние потери турбины и оп­ределяется отношением

(20.5)

Механические потери оцениваются меха­ническим КПД:

(20.6)

Для большинства современных турбин [14] η oi = 0,7÷0,88; η мех = 0,99÷0,995.

Турбины паровые стационарные для привода турбогенераторов (ГОСТ 3618— 82) выпускаются мощностью от 2,5 до 1600 МВт на параметры свежего пара р о = 3,4÷23,5 МПа и t o = 435÷565 °С.

Турбины изготовляются следующих типов: конденсационные (К), конденса­ционные с отопительным (теплофикаци­онным) отбором пара с давлением отбо­ра 0,18 МПа (Т), с производственным отбором пара для промышленного по­требления (П), с двумя регулируемыми отборами пара (ПТ), с противодавлени­ем (Р), с производственным отбором и противодавлением (ПР) и теплофика­ционные с противодавлением и отопи­тельным отбором пара (ТР).В обозначе­нии после буквы (тип турбины) приво­дится ее номинальная мощность в МВт, а затем номинальное давление пара (пе­ред стопорным клапаном турбины) в кгс/см 2 . Для турбин П и ПТ в обозна­чении давления под чертой отмечается номинальное давление производственно­го отбора или противодавления турбины в кгс/см 2 .

Пример. Турбина номинальной мощ­ностью 60 МВт на начальное давление 12,74 МПа (130 кгс/см 2 ) с двумя регули­руемыми отборами пара — производ­ственным 1,274 МПа (13 кгс/см 2 ) и теп­лофикационным отбором обозначается ПТ-60-130/13.

Мощные конденсационные турбины типа К характеризуются тем, что почти весь пар, пройдя через турбину, направ­ляется в конденсатор и выделяющаяся при конденсации теплота полностью те­ряется. Из нескольких промежуточных ступеней турбины часть пара отбирается для регенеративного подогрева пита­тельной воды, повышающего, как пока­зано в § 6.4, термический КПД цикла. Таких отборов, называемых нерегулируе­мыми (давление отбора колеблется при изменении нагрузки), может быть от двух до девяти.

Читайте также:  Номинальная мощность персональный ком

В конденсационных турбинах типа Т, предназначенных для совместной выра­ботки электроэнергии и теплоты, пар в ко­личестве, значительно большем, чем на регенерацию, отбирается на теплофика­цию, а оставшийся, пройдя последние ступени турбины, направляется в кон­денсатор. Давление пара, отбираемого на теплофикацию, поддерживается по­стоянным, отсюда отбор называют регу­лируемым.

Турбины типа П отличаются от тур­бин типа Т лишь тем, что пар из них отбирается для промышленного потреб­ления и имеет более высокие параметры. Промышленный отбор также является регулируемым, так как потребители тре­буют постоянного давления.

Турбины типа Р отличаются от всех предыдущих типов тем, что после них отсутствует конденсатор и весь отрабо­тавший пар идет на отопление или про­изводственные нужды.

Турбинами с противодавлением явля­ются также предвключенные турбины, после которых пар используется в турби­нах среднего давления. Такие турбины применяют и для «надстройки» турбин­ного оборудования электрических стан­ций при переводе их на пар более высо­ких параметров с целью повышения эко­номичности.

При расширении пара в многоступен­чатых турбинах удельный объем его от ступени к ступени возрастает, вызывая увеличение общего объема пара, прохо­дящего через проточную часть турбины. Например, пар, входя в турбину с давле­нием 2,85 МПа и температурой 400 °С, имеет удельный объем, равный 0,103 м 3 /кг, а при выходе из турбины в конденсатор, где давление пара 4 кПа и влажность 12 %, удельный объем со­ставляет уже 31 м э /кг, т. е. в 300 раз больше. Для пропуска возрастающего объема пара приходится увеличивать живое сечение сопл и лопаточных кана-

лов Но с увеличением высоты лопаток и диаметра дисков возрастают окружные скорости их движения, превышать кото­рые по условиям прочности сверх до­пустимых (н = 350-=-400 м/с) нельзя. Так как наибольшую высоту имеют ло­патки последних ступеней, то именно их пропускная способность по пару лимити­рует предельную мощность турбины

Читайте также:  Мощность для постоянного тока рассчитывается по формуле

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

Источник

Т2. Характеристики и регулирование турбин

Газовая турбина представляет собою лопаточную машину, в которой потенциальная энергия сжатого и подогретого газа преобразуется в механическую работу на валу турбины с помощью вращающегося ротора, снабженного лопатками. Это преобразование обратно тому, которое имеет место в компрессоре, и с этой точки зрения турбина как гидравлическая машина представляет собой обращенный компрессор и наоборот.

Рис.6.19. Изображение рабочего процесса в турбине на i-S диаграмме.

Адиабатная работа турбины L т, как это следует из рис.6.19, определяется разностью температур T г — Т т s

(6.20)

– степень понижения давления на турбине по параметрам торможения, среднее значение которой равно 1,7. 2,2, но в отдельных случаях достигает 2,5-2,8.

Работа турбины, совершаемая 1 кг рабочего тела (с учетом потерь)

(6.21)

– КПД турбины. На расчетном режиме работы КПД ступени турбины обычно равен 0,9. 0,92.

Характеристики турбин определяют зависимость кпд турбины и пропускной способности от режимных параметров – частоты вращения и степени понижения давления.

Для построения характеристик используют приведенную частоту вращения

(6.23)

Или относительную приведенную частоту вращения

(6.24)

Пропускная способность турбины характеризуется параметром расхода

(6.25)

Или относительным параметром расхода

(6.26)

Пример характеристики турбины, представленной в виде

,
приведен на рис.6.20.

Рис.6.20. Характеристики турбины;
а – пропускная способность, б – кпд турбины.

Пропускная способность турбины остается постоянной на всех рабочих режимах по p т, снижение пропускной способности происходит только при малых нерабочих значениях p т. При этом расход газа равен критическому расходу через сопловой аппарат.

При работе турбины в составе двигателя приведенная частота меняется в пределах 10%. При таком изменении n пр можно считать кпд турбины практически постоянной величиной. С учетом вышесказанного характеристики турбины могут быть представлены приближенно в виде

Читайте также:  План кондитерского цеха малой мощности

Регулирование турбины поворотом лопаток сопловых аппаратов.

Создание турбин с регулируемыми (поворотными) сопловыми лопатками является технически значительно более сложной задачей, чем применение поворотных направляющих аппаратов в компрессоре, так как требует разработки поворотных узлов и торцевых уплотнений.

Поворот лопаток сопловых аппаратов турбин может производиться с целью:

— регулирования расхода газа через турбину;

— изменения в желаемом направлении формы треугольников скоростей;

— перераспределения работы между ступенями турбины.

Источник