Билет № 18.

1. Парогазовые установки. Тепловые схемы и элементы пгу. Основы повышения кпд пгу. Перспективы развития пгу. Парогазовые установки (пгу).

Увеличить верхнюю температуру подвода (750 и выше) и уменьшается температура отвода.

Теплота уходящих газов используется для подогрева питательной воды паровой части установки, что приводит к вытеснению регенеративного подогрева питательной воды.

Рисунок 90.

Рисунок 91.

ВНПГ – высоконапорный парогенератор

Отсутствует камера сгорания у ПГУ с высоконапорным парогенератором. КПД не падает, мощность растет, так как есть регенерация.

2. Классификация гидротурбин. Основные элементы проточного тракта реактивных гидротурбин. Диапазон изменения кпд гидротурбин.

Классификация гидротурбин.

Ковшовая турбина – давление и с той, и с другой стороны равно атмосферному, используется только кинетическая энергия.

Реактивная турбина.

К ним относятся пропеллерные, поворотно-лопастные, которые также являются и осевыми турбинами, диагональные турбины, радиально-осевые. Лопасти пропеллерной турбины неподвижны. Поворотно-лопастные – лопасти турбины поворачиваются. Поток воды идет параллельно оси - осевые турбины. Поток воды поступает по радиусу, а затем по оси – радиально-осевые.

Турбины подразделяются на малые, средние и крупные. Такое разделение связано с диаметром рабочего колеса и мощностью. Малые мощности до 1000 кВт, турбины средней мощности до 15 МВт, крупные турбины – более 15 МВт.

Различаются турбины также по напору до 25 м, до 80 м и более 80 м малонапорные. Средненапорные и высоконапорные.

Для реактивных турбин характерны следующие основные признаки:

1. рабочее колесо расположено полностью в воде, поэтому поток воды отдает энергию одновременно всем лопастям рабочего колеса;

2. перед рабочим колесом только часть энергии воды находится в кинетической форме, остальная же часть – потенциальная энергия, соответствующие разности давлений до и после рабочего колеса;

3. избыточное давление, то есть P / ρg по мере протекания воды по проточному тракту рабочего колеса расходуется на увеличение относительной скорости, то есть на создание реактивного давления потока на лопасти турбины. Изменение направления потока за счет кривизны лопастей приводит к возникновению активного давления потока. Таким образом, действие потока на лопасти рабочего колеса складывается из реактивного воздействия, возникающего из-за увеличения относительной скорости и активного давления, возникающего из-за изменения направления потока, за счет кривизны лопастей.

Билет 19

Вопрос1. Определение полного расхода пара для турбин без отборов и с отборами пара (например, для регенеративного подогрева питательной воды). Определение удельного расхода пара.

Уравнение мощности или уравнение расхода для турбин без отборов.

D = 860 / (i₀ -i_k) ∙ η_м η_г – удельный расход пара для турбины без отборов.

N_эк = N_н

Рисунок 43.

y = ax + b

y = D

x = N

b = D_хх

a = (D_н - D_хх) / N_н

D = (D_н - D_хх)/ N_н ∙ N + D_хх = x ∙ d_н ∙ N_н + (1-x) d_н ∙ N = D

D_н - D_хх = D_н - x ∙ d_н ∙ N_н = d_н ∙ N_н - x ∙ d_н ∙ N_н= (1-x) d_н ∙ N_н

D = x ∙ d_н ∙ N_н + (1-x) d_н ∙ N – уравнение мощности для турбин без отборов.

D = D / N = (x ∙ d_н ∙ N_н)/N +(1-x) d_н = x ∙ d_н ∙ 1/β + (1-x) d_н, при N=N_н  d = d_н – без отбора.

N/N_н= β

d = x ∙ d_н ∙ 1/β + (1-x) d_н (без отборов)

Если x = 0  не будет зависеть от β, d = const

Уравнение мощности или уравнение расхода для турбин c отборами.

Рисунок 44.

Рисунок 45.

D = D₁ + D₂ + D_к

N = N₁ + N₂ + N_к

860 N₁ = D₁ (i₀ –i₁) ∙ η_м η_г

860 N₂ = D₂ (i₀ –i₂) ∙ η_м η_г

860 N_к = D_к (i₀ -i_k) ∙ η_м η_г

D_к = D - D₁ – D₂

860 (N₁ + N₂ + N_к) = η_м η_г [D₁ (i₀ –i₁) + D₂ (i₀ –i₂) + D - D₁ – D₂(i₀ -i_k)]

(860 N) / (η_м η_г) = D₁ (i₀ –i₁) + D₂ (i₀ –i₂) +D(i₀ -i_k) - D₁ (i₀ -i_k) - D₂(i₀ -i_k)

(860 N) / (η_м η_г) = D(i₀ -i_k) + D₁ (i₁ -i_k) - D₂(i₂ -i_k)

D₁i_o - D₁i₁ - Д₁i_o - D₁ i_k = - D₁ (i₁ -i_k)

Разделим левую и правую части уравнения на (i₀ -i_k)

860 / (i₀ -i_k) η_м η_г = D - D₁(i₁ -i_k)/ (i₀ -i_k) - D₂(i₂ -i_k) / (i₀ -i_k),

где y₁= (i₁ -i_k)/ (i₀ -i_k), y₂ = (i₂ -i_k) / (i₀ -i_k) – коэффициенты недовыработки электроэнергии.

y = 1 ÷ 0

_{без отбора с отбором}

dN= D - y₁ D₁ - y₂ D₂

_{с отбором без отбора}

D = dN + y₁ D₁ + y₂ d₂ = dN + ,

n – число отборов, n = 2

_{с отбором}

D = x ∙ d_н ∙ N_н + (1-x) d_н ∙ N + - уравнение расхода для турбин с отборами.

_{с отбором без отбора}

Если N = N_н  D = d_н ∙ N_н+ ,

при чем в этом случае удельный расход пара без отбора будет равен:

_{с отбором без отбора}

d_н = d_н + (Σ y_j D_j) / N_н

_{с отбором без отбора}

D = dN_н

_{с отбором без отбора}

d_н = d_н + (Σ α_j y_j D_j) / N_н

_{с отбором без отбора с отбором}

d_н = d_н + Σ α_j y_j d_н

D_j = α_j ∙ D_н

α_j = D_j / D_н – в долях.

_{с отбором с отбором без отбора}

d_н = Σ α_j y_j d = d_н

_{с отбором без отбора}

d_н = d_н / (1- Σ α_j y_j)

РЕГЕНЕРАТИВНЫЙ ПОДОГРЕВ ПИТАТЕЛЬНОЙ ВОДЫ.

Регенеративный подогрев питательной воды, осуществляемой отборным, проработавшим в турбине паром, в наибольшей степени увеличивает экономичность цикла конденсационной паротурбинной установки.

Простейшая схема электростанции с одноступенчатым регенеративным подогревом питательной воды:

D1-количество отбираемого из турбины пара

Отборный пар, вырабатывая некоторое количество механической(электрической) энергии, подогревая питательную воду в теплообменнике, не имеет потерь теплоты в конденсаторе(«холодном источнике»). Можно также объяснить повышение экономичности установки с регенеративным подогревом питательной воды, рассматривая ее как ТЭЦ с внутренним потреблением теплоты для подогрева питательной воды, т.е. представляя производство электрической энергии на базе теплового потребления.

Противоречия с положениями термодинамики в этом случае не возникает, так как полностью ликвидировать потери теплоты в конденсаторе в этом случае нельзя. Уменьшая эти потери, цикл Ренкина лишь совершенствуется.

Термический КПД установки, изображенной на рисунке выше можно определить в соответствии с материальным (D=D₁+D_k) и энергетическим балансом, а именно

Где - доли отборного пара и пара, прошедшего в конденсатор, от общего расхода пара в турбину; - термический КПД исходного цикла без регенеративного подогрева.