33.Рабочий процесс пара в турбинах аэс с паровым промежуточным перегревом.

Поступающая с потоком влага в теплообменнике испаряется и полученный при этом пар перегревается до некоторой температуры . Затраченную на это теплоту можно использовать с большим КПД, если получить некоторое дополнительное количество пара при начальном давлении Р_о. Следовательно, испарять влагу после ЦВД нецелесообразно. Если после ЦВД установить сепаратор и отсепарированную в нем влагу направить в регенеративную систему турбинной установки, а пар до поступления в ЦНД турбины перегреть, то КПД установки будет выше, чем при работе по схеме с одним теплообменником или сепаратором. Такая схема будет представлять собой схему с промежуточным перегревом пара в чистом виде.

34.Влияние конечного давления на тепловую экономичность установки.

Чем ниже , тем выше внутренняя (удельная) работа цикла, что повышает его тепловую экономичность.

Располагаемая работа в цикле abcdea превышает располагаемую работу цикла a₁bcde₁a₁ на величину, эквивалентную заштрихованной площади aa1e1ea.

Разность располагаемых т/перепадов на турбину:.

Учитывая, что изменение Тк незначительно влияет на кол-во теплоты, подводимое в котле, можно считать, что относительно небольшое снижение Тк существенно влияет на тепловую экономичность установки в сторону повышения. Температура, при кот. происходит конденсация пара (тем-ра насыщения):

t_в1 и t_в2-тем-ра охлаждающей воды в конд-ре на входе и выходе; - недогрев воды до тем-ры насыщения, соответствующей давлению в конд-ре;

m-кратность охлаждения=кол-во охлажд-щей воды, приходящееся на 1кг пара, поступ-го в конденсатор; -нагрев охлажд-щей воды в конд-ре; Ср-теплоемкость охлажд-щей воды (4,19 кДж/кгС); h_пк и h_к-энтальпия пара на входе и выходе из конд-ра.

определяет: 1)потери с выходной скоростью (Рк падает, а значит W возрастает);

2)внутренний относит. КПД последней ступени турбины; 3)расход пара в конд-р.

Эти пар-ры влияют на изменение общей мощности уст-ки: с понижением несмотря на рост потерь с повышением выходн. скорости и увеличением конечн. влажности ,мощность турбины растет, но, достигнув max-ма сниж-ся. Такое изменение связано с тем, что при некотором в min-ном сечении лопаточной решетки турбины, скор. пара приним. критич-ое значе-ние и дальнейшее понижение приводит к расширению пара в косом срезе, а когда расширительная способность исчерпана, он расшир-ся за пределами ступени турбины и, используемый перепад энтальпии уже не измен-ся. В то же время, тем-ра охл. воды на вых. Из конд-ра пониж-ся. В 1-й регенеративн. подог-рев-ль отводится большее кол-во пара, это приводит к тому, что расход пара ч/з посл ступени ЧНД падает, а вырабат-я мощность уменьш-ся. Т.о. снижение целесообразно только до_пред.

Тем-ра охлаждающей воды Т_в1 измен-ся в широких пределах: от +2 до +4 зимой, до +- летом, и только при ее низких знач-ях ,высоких кратностях охлажд-я - m и небольших,м/б достигнуты давления в конд-ре близкие к _пред. Обычно оптим. знач-е m=50…80кг/кг; tв1=2…25 С; =3…6 С; (h_пк-h_к)=2200…2300кДж/кг.