Влияние регенеративного подогрева конденсата и питательной воды на тепловую экономичность установки.

⇐ ПредыдущаяСтр 17 из 18Следующая ⇒

Потери теплоты с охлаждающей водой в конденсаторе турбины прямо пропорциональны количеству отработавшего пара, поступающего в конденсатор. Расход пара в конденсаторе можно значительно уменьшить (на 30—40%) путем отбора его для подогрева питательной воды из нескольких ступеней турбины после того, как о» произвел работу в предшествующих ступенях.

При большой разнице между температурой испарения воды в котле и температурой конденсата, откачиваемого из конденсатора, можно подогревать питательную воду паром, отбираемым из промежуточных ступеней турбины, использовав его теплоту парообразования. Такой подогрев питательной воды называется регенеративным.

Регенеративный цикл по сравнению с обычным циклом имеет более высокую среднюю температуру подвода теплоты при той же самой средней температуре ее отвода и поэтому обладает более высоким термическим КПД.

Повышение экономичности в цикле с регенерацией так же, как и в комбинированном цикле, пропорционально мощности, вырабатываемой на тепловом потреблении, т.е. на базе теплоты, переданной питательной воде в системе регенерации. Это количество теплоты зависит от разности температур питательной воды и конденсата и практически не зависит от числа регенеративных отборов пара. На практике, исходя из технико-экономических расчетов, применяется ограниченное число отборов, обычно не более девяти. При этом точки отбора выбираются с таким расчетом, чтобы в каждом из подогревателей энтальпия питательной воды повышалась приблизительно на одно и то же значение, т.е. чтобы теплопадения между соседними отборами пара были приблизительно одинаковыми.

Путем регенеративного подогрева температура питательной воды, вообще говоря, могла бы быть повышена до температуры, близкой к температуре насыщения, соответствующей давлению свежего пара. Однако при этом сильно возросли бы потери теплоты с уходящими газами котла. Поэтому в международных нормах типоразмеров паровых турбин рекомендуется выбирать температуру питательной воды на входе в котел равной 0,65— 0,75 температуры насыщения, соответствующей давлению в котле. В России при сверхкритических параметрах пара и начальном давлении ею р₀= 23,5МПа температура питательной воды принимается равной 265—275 °С.

Диаграмма режимов турбины с одним регулируемым отбором.

В общем случае диаграмма режимов выражает в графической форме зависимость между электрической мощностью турбины ,расходом пара , тепловой нагрузкой потребителя , давлением пара, отпускаемого потребителю , параметрами свежего пара, расходом охлаждающей воды и другими величинами, определяющими режим работы турбоустановки.

Диаграмма режимов выражает зависимость между электрической мощностью Nэ, расходами пара на турбину G_Qи вотборG_пи давлением пара p _п идущего в отбор:

Основой диаграммы режимов являются граничные линии, построенные для наиболее характерных режимов работы турбины.

Формулы расчета абсолютных и относительных скоростей...

Теоретическая скорость выхода из сопловых лоток

Скорость действительная выхода пара из сопловой решетки c₁ = ×c₁_t

По строится входной треугольник скоростей, из которого графически определяется значение относительной скорости w₁ входа потока в рабочую решетку и угол b₁ ее направления (рис. 2.2)

Возможно рассчитать w₁ теоретически w₁=

а также и угол возможно теоретически определить по формуле

Теоретическая относительная скорость выхода потока из решетки

м/с.

Действительная скорость выхода пара из рабочей решетки в относительном движении

м/с.

По строится выходной треугольник скоростей и определяются и .

Возможно определить и аналитически, из формул

м/с.

Использованный теплоперепад в ступени кДж/кг .

Мощность на лопатках ступени кВт.

Потери энергии в сопловой решетке кДж/кг

20. Оценка диаметров, выбор u / c _ф ...

проводят детальный расчет тепловой схемы паротурбинной установки последовательно по цилиндрам.

Сначала определяются размеры рабочей решетки последней (z-ой) ступени цилиндра – средний диаметр и высота рабочих лопаток на основе уравнения неразрывности, записанного для выходного сечения рабочих лопаток, перпендикулярного оси ротора:

где – угол выхода пара из рабочей решетки; – расход пара в конденсатор; – удельный объем пара, выбираемый из предварительного построения h - s диаграммы;c₂ – выходная скорость из последней ступени. Обычно принимают потери с выходной скоростью в пределах: , откуда находят c₂ .

Определив выходную площадь W, сравнивают ее с предельно допустимым W_пред = 11 м². Если W существенно превышает 11 м², то приходится выполнять турбину с несколькими цилиндрами ЦНД.

Средний диаметр последней ступени турбины определится по формуле

где i – число цилиндров (потоков) ЦНД, а – принимается для турбин большой мощности с несколькими цилиндрами Высота рабочих лопаток последней ступени определится после выбора d_z как:

Размеры первой не регулируемой активной ступени, следующей за регулирующей, определяются так же, как и для последней, на основании уравнения неразрывности, записанного для сечений на выходе из сопловой решетки (горло О₁)

откуда произведение парциальностиe на высоту лопатки определится как

где F₁ можно выразить через расход и параметры пара формулой , в которой теоретическая скорость на выходе из сопел ; ;

средний диаметр первой ступени ,

гдеG – расход пара в первую ступень турбины;n – частота вращения ротора;

v₁_t – удельный объем пара на выходе из сопловой решетки первой ступени, – отношение окружной скорости и к фиктивной скорости адиабатного истечения с_ф.Для активных ступеней лежит в пределах 0,40¸0,52. Высота лопаток ₁ должна быть не менее 12¸14 мм.

– степень реактивности для активной ступени выбирают в пределах 0,03¸0,07;

– коэффициент расхода сопловой решётки.

Рассчитанное по формуле значение должно лежать в пределах 0,8¸1 м. Этого добиваются методом последовательных приближений, меняя высоту лопаток или вводя степень парциальности .

После определения размеров последней и первой ступеней турбины определяется число ступеней турбины и осуществляется разбивка располагаемого теплоперепада по ступеням. Для этого строят специальную диаграмму, выбирая отрезок на оси абсцисс В начале этого отрезка по оси ординат откладывают диаметр первой нерегулируемой ступени, а в конце отрезка – диаметр последней ступени турбины (или отсека проточной части турбины) .

Проводится кривая диаметров между и . В части высокого давления кривая диаметров близка к прямой с небольшим наклоном, так как диаметры от ступени к ступени здесь увеличиваются незначительно. В части низкого давления конденсационных турбин кривая диаметров имеет крутой подъем, обусловленный ростом удельных объемов пара и увеличением степеней реактивности.

На этой же диаграмме проводят кривую отношений скоростей для всех ступеней.

Для формула для располагаемого теплоперепада ступени по параметрам торможения преобразуется к виду

Для разбивки общего располагаемого теплоперепада всех нерегулируемых ступеней по отдельным ступеням необходимо определить располагаемый теплоперепад по статическим параметрам .

31. Схема газотурбинной установки и её реальный цикл. Внутренний КПД ГТУ . Коэффициент избытка воздуха.

В этой установке атмосферный воздух из окружающей среды, имеющий давление р1 и температуру Т1, поступает на вход компрессора К, вращающегося на одном валу с газовой турбиной Т. В компрессоре воздух адиабатно сжимается до давления р2, при котором подается в камеру сгорания КС, куда поступает и газообразное или жидкое топливо. Здесь при постоянном давлении происходит сгорание топлива, вследствие чего температура получившихся газообразных продуктов сгорания повышается до значения Т3, достигающего у современных установок 1200÷1500 К. При этой температуре и давлении р3 =р2 газ поступает в турбину, где при адиабатном расширении до атмосферного давления совершает работу, одна часть которой затрачивается на привод компрессора, а другая –на привод генератора Г, вырабатывающего электроэнергию. Из турбины газ при давлении р4 =р1 выбрасывается в окружающую атмосферу, а в компрессор забирается из атмосферы новый чистый воздух

используя понятия внутреннего относительного КПД турбины

и внутреннего относительного КПД компрессора

можно привести к виду

Коэффициент избытка воздуха

где V0 - теоретически необходимое количество воздуха для сжигания 1 кг топлива, кг воздуха/кг топлива.

Расход топлива В, кг/с находится из теплового баланса камеры сгорания

где Gв - количество воздуха, поступающего в камеру сгорания, кг/с; hг - энтальпия газа на выходе из камеры сгорания, кДж/кг; hв - энтальпия воздуха на входе в камеру сгорания, кДж/кг; hт - энтальпия топлива, поступающего в камеру сгорания, кДж/кг;- КПД камеры сгорания.

Понятие адиабатического (внутреннего) КПД компрессора, внутреннего КПД турбины, степени повышения температуры в цикле ГТУ, теплового КПД камеры сгорания для газотурбинной установки.

Понятие адиабатического (внутреннего) КПД компрессора, внутреннего КПД турбины

степень повышения температуры

КПД камеры сгорания

Расход топлива – В, кг/с;

Q_нр- низшая теплотворная способность топлива, кДж/кг;

Потери от химического и механической неполноты сгорания

Потери от теплоотдачи с поверхности камеры сгорания в окружающую среду Q_вн

Дата добавления: 2019-07-15; просмотров: 505; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

⇐ Предыдущая 9 10 11 12 13 14 15 161718 Следующая ⇒

Мы поможем в написании ваших работ!