- •6. Течение в рабочих каналах
- •7. Геометрические характеристики решеток профилей
- •8. Потери течения в турбинных решетках (соплах и рабочих каналах)
- •9. Профильные потери.
- •10. Концевые потери или потери от вторичных токов
- •11. Потери в радиальном зазоре
- •12. Выходная потеря
- •13. Выбор коэффициентов φ и ψ
- •14. Изображение процесса расширения пара в ступени турбины в is- координатах.
- •15. Окружной к.П.Д. Осевой турбины
- •16. Окружной к.П.Д. Реактивной ступени
- •17. Внутренне и механические потери в турбине
- •18. Внутренние потери. Потери трения и вентиляции.
- •19. Потери на утечку пара через наружные уплотнения
- •20. Утечки через уплотнения диафрагм
- •21. Утечки через зазоры облопачивания
- •22. Потеря от парциальности впуска. (на выколачивание)
- •23. Потери на лучеиспускание
- •24. Потеря давления при впуске и выпуске пара
- •25. Механические потери в турбине
- •26. Потери от влажности пара
- •27. Общие представления о работе турбин влажным паром
- •28. Влияние влаги на работу турбины
- •29. Влагоудаление в турбинах
- •30. Промежуточный перегрев пара и внешняя сепарация
- •31. Сепарация влаги в проточной части турбины
- •32. Эрозия лопаток
- •33. Металлы турбин атомных электростанций
- •34. Внутренний к.П.Д. Ηoi активной ступени
- •35. Внутренний к.П.Д. Реактивной ступени
- •36. Коэффициенты полезного действия, определяющие эффективность установки
- •37. Показатели экономичности аэс и турбинной установки (по б.М. Трояновскому)
- •38. Расход пара турбиной
- •39. Определение высоты рабочих лопаток
- •40. Профилирование длинных лопаток
- •43. Многоступенчатые турбины
- •44. Использование выходной энергии в многоступенчатых турбинах
- •45. Коэффициент возврата тепла
- •46. Характеристики многоступенчатой турбины (характеристика Парсонса)
- •47. Работа турбины на переменных турбинах
- •47. Степень реакции турбинной ступени при переменном режиме работы
- •48. Изменение расхода пара через ступень при переменном режиме работы
- •49. Коэффициент полезного действия ступени при изменении режима ее работы
- •50. Последние ступени конденсационных турбин при переменных режимах работы
- •51. Распределение давлений и теплоперепадов в ступенях турбины при переменных режимах работы
37. Показатели экономичности аэс и турбинной установки (по б.М. Трояновскому)
К.п.д. турбинной установки есть отношение электрической мощности генератора Рэ
к теплу Qту, подводимому к турбинной установке
(1)
К.п.д. станции есть отношение электрической мощности генератора Рэ к теплуQст,
выделяющемуся в реакторе при распаде ядерного горючего
При этом <за счет потерь в реакторе, парогенераторе, циркуляционной системе.
К.п.д. станции нетто
Если учесть затраты мощности Рснна собственные нужды АЭС (питательные насосы,
ГЦНПК и.т.д), то мощность, отпущенная потребителю или мощность нетто будет
Отношение называется к.п.д. станции нетто.
Нововоронежская АЭС, блок №1 и №2: 25,5%
блок №3 и №4: 29,7%
Белоярская АЭС, блок №2: 32%
Тепло, выносимое из реактора теплоносителем за единицу времени называется тепловой мощностью реактора. Эта мощность практически равна энергии распавшегося ядерного горючего, т.к. потери тепла реактором невелики (не более 1%) т.е.
При полном распаде 1 кг ядерного горючего удельный расход его на получение 1 кВт·час электроэнергии составляет
, кт/кВт·час
Однако часть делящегося материала, загруженного в реактор, остается неиспользованной и выводится из него при перегрузке.
Если глубину выгорания, т.е. долго распавшегося ядерного горючего, обозначит через «а», то общее количество делящегося вещества, загруженного в реактор на 1 кВт·час выработанной электроэнергии, составит
, кт/кВт·час
Если, как это часто делают, выгорание выражать в МВт·сутки/1 кг U235, то годовой расход ядерного горючего составит
, кг/год
Где τу– число часов использования установленной мощности АЭС в году.
38. Расход пара турбиной
Необходимый расход пара, потребляемого паротурбинной установкой в целом и
турбиной в частности определяется расчетом тепловой схемы ПТУ.
Каждый кг пара, поданного на турбину, превращает в полезную мощность в турбине, только долю располагаемого теплоперепада. Эта доля определяется величиной эффективного к.п.д. турбины ηе. Связь между секундным расходом массы параGкт/сек, располагаемым теплоперепадом Натурбины, и мощностью, измеренной в кВт, представится при отсутствии отборов пара так
, Дж/сек =, кВт
Отсюда секундный расход массы пара на турбину составит
, кт/сек, гдеNев кВт
Удельный расход пара, затраченного на выработку 1 кВт·час мощности определьется из уравнения
, кт/кВт·час
Как следует из приведенных уравнений расход пара в первую очередь зависит от эффективного к.п.д.
Величину этого к.п.д. в начале расчета турбины приходиться выбирать на основании статистических опытных данных и уточнять в конце расчета турбины (см. Трояновский, стр 45).
39. Определение высоты рабочих лопаток
Расчету подлежит только выходная высота рабочей лопатки ls. Это размер
обуславливает собой величину выходной скорости W2.
Высота входной кромки лопатки обычно делается несколько больше высоты сопла
l's =ld+ (2÷4 мм)
Высоту рабочей лопатки можно найти из уравнения неразрывности, применив его к
выходному сечению рабочей решетки
Здесь площадь выходного сечения всех каналов замеренная по торцу решетки
где ε – степень парциальности; τs– коэффициент сужения сечения выходными кромками лопаток.
Учитывая, что
найдем
откуда
Здесь: υ2– удельный объем пара или газа за рабочей решеткой определяется с учетом потери на лопаточном венце;.
При расчете соплового сегмента нами получена высота сопла
Найдем отношение расчетной высоты лопатки к высоте сопла
Для ориентировочных расчетов в активных ступенях можно пологая, что υ2= υ1и τd= τs
или
После определения высоты лопатки нежно сразу же определять ее прочность. Изгибающие напряжения обратно пропорциональны квадрату хорды профиля лопатки.
Растягивающие напряжения
,
где kразг– показывает во сколько раз напряжение в корневом сечении цилиндрической лопатки больше, чем у лопатки переменного профиля.
Изгибающие напряжения
где R– суммарное изгибающее усилие; ω – момент сопротивления профиля лопатки изгибу.
Предельная мощность турбины определяется уравнением
Используя уравнение сплошности мы можем написать, что
Тогда мощность турбины будет зависеть от размеров проходной площади ступени турбины и, в первую очередь, от высоты рабочей лопатки последней ступени
Поскольку высота лопатки при заданном числе оборотов ограничена прочностью корневого сечения, то в однопоточной турбине можно достичь только вполне определенной предельной мощности однопоточной турбины. Профессором А.В. Щегляевым для подсчета этой мощности получена специальная формула, которую можно найти у Б.М. Трояновского (стр. 42).
Подсчеты по этой формуле показывают, что при допустимых напряжениях МПа (≈ 2300 кт/см2) иМПа (≈ 3750 кт/см2) для параметров пара Р0= 12,8 МПа;t0= 535°С; Рn = 3,5 кПа иn= 3000 об/мин предельная мощность однопоточных турбин составит соответственно Рэ= 60 МВт и Рэ= 100 МВт.
При тех же условиях для насыщенного пара Р0= 6,4 МПа предельная мощность однопоточных турбин составит Рэ= 40 и 65 МВт.
При больших мощностях необходимо прибегать к разделению потоков, особенно в зоне низких давлений.
Длины лопаток, применяемых в турбинах
Таблица
n |
l |
фирма |
uн |
3000 |
1200 |
ЛМЗ |
644 |
3000 |
1000 |
Браун - Бовери |
600 |
3000 |
1050 |
ХТГЗ |
565 |
1500 |
1584 |
Браун - Бовери |
500 |
1500 |
1400 |
ХТГЗ |
432 |
Такие длинные лопатки требуют специального профилирования.