Паровая турбина для привода электрогенератора К-160-130
По данным расчетным значениям строится диаграмма резонансных чисел оборотов и находятся точки пересечения резонансных лучей (при К = 1, 2, 3 и т. д.) и кривой = f (nc). Поскольку болт (шпилька) работает при относительно невысокой температуре металла, то явление релаксации напряжений в расчете можно не учитывать. С Кроме ПЭ в схему включен охладитель пара из уплотнений турбины (ОУ) Повышение… Читать ещё >
Паровая турбина для привода электрогенератора К-160-130 (реферат, курсовая, диплом, контрольная)
Паровая турбина для привода электрогенератора К-160−130
I. Исходные данные к курсовому проекту
1.Мощность на клеммах электрогенератора Nэ= 170 МВт
2.Начальные параметры пара перед стопорным клапаном: P0= 14 МПа, t0= 565 C0
3. Давление пара за турбоагрегатом: Pк= 4 КПа
4. Принципиальная схема регенеративного подогрева:
Рис.1
II. Данные по прототипу данного турбинного агрегата Технические данные турбины К-160−130
Таблица № 1
1. Завод изготовитель | ХТГЗ | ; | |
2. Номинальная мощность | кВт | ||
3. Давление свежего пара | кгс/см2 | ||
4. Температура свежего пара | 0С | ||
5. Давление пара, идущего на промперегрев | 32,5 | кгс/см2 | |
6. Температура промперегрева | 0С | ||
7. Температура питательной воды | 0С | ||
8. Давление отработавшего пара | 0,035 | кгс/см2 | |
9. Расход свежего пара при номинальной нагрузке | т/ч | ||
10. Удельный расход пара при номинальной мощности | 2,9 | кг/кВт*ч | |
11. Число цилиндров | шт | ||
12. Полная длина турбины | 14,44 | м | |
13. Полная длина турбоагрегата | 27,805 | м | |
14. Общая масса турбины | т | ||
Характеристика регенеративных отборов пара при номинальных параметрах пара и мощности турбины К-160−130
Таблица № 2
№ отбора | Отбор за ступенью № | Давление, кгс/см2 | Температура, 0С | Количество, т/ч | |
1-й отбор ПВД № 7 | 32,5 | 45,685 | |||
2-й отбор ПВД № 6 и деаэратор | 12,5/6 | 20,98/4,63 | |||
3-й отбор ПНД № 5 | 6,05 | 7,27 | |||
4-й отбор ПНД № 4 | 3,5 | 23,065 | |||
5-й отбор ПНД № 3 | 1,45 | 12,604 | |||
6-й отбор ПНД № 2 | 0,73 | 13,708 | |||
7-й отбор ПНД № 1 | 0,343 | 20,087 | |||
III. Расчет регенеративной схемы
1. Построение процесса расширения пара в турбине на H-s диаграмме
1.1 Давление перед соплами первой ступени Pс. Потери в стопорном и регулирующих (сопловых) клапанах составляет 3−6% от P0
Pc= 0,97 · P0
Pc= 0,97 · 14 = 13,58 МПа
1.2 Давление пара за последней ступенью
Pz= 1,1 · Pk
Pz=1,1 · 4 = 4,4 кПа
1.3 Давление после промперегревателя
Рпп1 = 0,9 · Рпп = 2,925 МПа
Перед соплами первой ступени после ПП Рс1 = 0,98 · Рпп1 = 2,866 МПа
1.4 Внутренний располагаемые располагаемый теплоперепад? оставшегося участка турбины
HВoi = 0,7397=277,9 кДж/кг
2. Расчет регенеративной схемы
Все поверхностные подогреватели питательной воды делятся на две группы: низкого давления, включенные до питательного насоса (по ходу конденсата), и высокого давления — после питательного насоса.
2.1.1 Для определения температуры питательного воды перед первым регенеративным подогревателем низкого давления находим температуру конденсата, уходящего из конденсатора с учетом переохлаждения конденсата:
9 0С
где tн-температура насыщения пара при давлении в конденсаторе. Она находится по таблицам свойств воды и водяного пара — tн=f (Pk).
Первой ступенью подогрева питательной воды конденсационных турбоагрегатах является подогреватель эжектора (ПЭ).
Повышение температуры питательной воды в ПЭ составляет:
0С Кроме ПЭ в схему включен охладитель пара из уплотнений турбины (ОУ) Повышение температуры в охладителе пара из уплотнений составляет около 2 0С
2.1.2 Температура питательной воды после вспомогательных теплообменников при выходе в первый регенеративный подогреватель составит.
2.1.3 Температура питательной воды после каждого поверхностного подогревателя как ПНД, так и ПВД определяется следующим образом:
По принятому прототипу давления пара в каждом отборе находятся давление греющего пара на соответствующем подогревателе. По термодинамическим таблицам находятся температуры насыщения греющего пара на подогревателях, а затем и температуру питательной воды на выходе из подогревателя:
Таблица № 3
Pотб=0,95 | tпв вых = tн отб — 5 0С | |||
1-й отбор | Pотб1=0,953,185 = 3,026 МПа | tн1= 234,33 0C | tпв вых1 = 234,33 — 5 = 229,33 0С | |
2-й отбор | Pотб2=0,951,225 = 1,163 МПа | tн2= 186,56 0C | tпв вых2 = 186,56 — 5 = 181,56 0С | |
3-й отбор | Pотб3=0,950,593 = 0,563 МПа | tн3= 156,37 0C | tпв вых3 = 156,37 — 5 = 151,37 0С | |
4-й отбор | Pотб4=0,950,343=0,326 МПа | tн4= 136,39 0C | tпв вых4 = 136,39 — 5 = 131,39 0С | |
5-й отбор | Pотб5=0,950,142 = 0,135 МПа | tн5= 108,24 0C | tпв вых5 = 108,24 — 5 = 103,24 0С | |
6-й отбор | Pотб6=0,950,0715 = 0,0679 МПа | tн6= 89,21 0C | tпв вых6 = 89,21 — 5 = 84,21 0С | |
7-й отбор | Pотб7=0,950,0336 = 0,0319 МПа | tн7= 70,62 0C | tпв вых7 = 70,62 — 5 = 65,62 0С | |
2.1.4 Температура питательной воды на выходе из деаэратора определяется в зависимости от давления в деаэраторе:
tпв д = tнд = 158,84 0С
tнд = f (Рд) Рд = 0,6 МПа
2.1.5 Определяется давление питательной воды в подогревателях ПНД:
Рпв ПНД = Ркн = 1,65Рд Рпв ПНД=1,650,6 = 0,99 МПа В ПВД после питательного насоса для установок с барабанным парогенератором Рпв ПВД = Рпн = 1,35
Рпв ПВД = 1,3514 =18,9 МПа
2.1.6 По таблицам термодинамических свойств воды и водяного пара находятся энтальпия питательной воды перед и после каждого подогревателя
hпв=f (tпв;Рпв) кДж/кг Таблица № 4
Рпв ПВД =18,9 МПа | tпв вых7 = 229,33 0С | hпв7= 1011,9 кДж/кг | |
tпв вых6 = 181,56 0С | hпв6= 800,45 кДж/кг | ||
Рд = 0,6 МПа | tпв д = 158,84 0С | hпвд= 670,4 кДж/кг | |
Рпв ПНД = 0,99 МПа | tпв вых5 = 151,37 0С | hпв5= 638,54 кДж/кг | |
tпв вых4 = 131,39 0С | hпв4= 552,82 кДж/кг | ||
tпв вых3 = 103,24 0С | hпв3= 433,39 кДж/кг | ||
tпв вых2 = 84,21 0С | hпв2= 353,33 кДж/кг | ||
tпв вых1 = 65,62 0С | hпв1= 275,46 кДж/кг | ||
Энтальпия питательной воды после деаэратора и, соответственно, перед питательным насосом определяется по таблицам в зависимости от принятого давления в деаэраторе
hпвд=f (Рд) Таблица № 5
Pотб1 = 3,026 МПа | tотб1 = 375 0С | hотб1=3172,7 кДж/кг | |
Pотб2 = 1,163 МПа | tотб2 = 451 0С | hотб2= 3370,7 кДж/кг | |
Pотб3 = 0,563 МПа | tотб3 = 354 0С | hотб3= 3174,5 кДж/кг | |
Pотб4 = 0,326 МПа | tотб4 = 292 0С | hотб4= 3051,8 кДж/кг | |
Pотб5 = 0,135 МПа | tотб5 = 200 0С | hотб5= 2873,1 кДж/кг | |
Pотб6 = 0,0679 МПа | tотб6 = 138 0С | hотб6= 2754,8 кДж/кг | |
Pотб7 = 0,0319 МПа | tотб7 = 80 0С | hотб7= 2645,5 кДж/кг | |
Энтальпия питательной воды на входе в ПВД, находящийся после питательного насоса, определяется с учетом ее возрастания в результате повышения, давления в насосе, т. е. энтальпия воды после питательного насоса: hпн=hпвд+ кдж/кг гдеповышение энтальпии воды в питательном насосе,
v=-удельный объем воды в питательном насосе, м3/кг.
— 0,95 — гидравлический КПД насоса.
hпн= (18,9 — (0,6+0,1))0,111 000/0,95 = 21,07 кДж/кг
v=f (18,9;158,8)= 0,0011 м3/кг.
2.1.7 Определяется значение энтальпии и температуры греющего пара и уходящего конденсата на каждом подогревателе.
Энтальпия греющего пара hотб для каждого подогревателя определяется в диаграмме h-s на линии процесса расширения пара в соответствующей точке отбора. Для уходящего конденсата предварительно оценивают его температуру, а затем и энтальпию. В ПНД, где охладители конденсата не ставятся и конденсат уходит без переохлаждения при температуре конденсации:
tк отб=tн отб=f (Pотб) 0С
ПВД при наличии охладителей конденсата: tк отб=tпв входа+7 0С
Затем, по таблицам находятся энтальпии конденсата греющего пара на выходе из подогревателя:
hк отб=f (tк отб;Pотб) Таблица № 6
Pотб1 = 3,026 МПа | tн1 = 234,33 0С | hк отб1= 1010,2 кДж/кг | |
Pотб2 = 1,163 МПа | tн 2 = 186,56 0С | hк отб2= 792,03 кДж/кг | |
Pотб3 = 0,563 МПа | tн 3 = 156,37 0С | hк отб3= 659,6 кДж/кг | |
Pотб4 = 0,326 МПа | tн 4 = 136,39 0С | hк отб4= 573,6 кДж/кг | |
Pотб5 = 0,135 МПа | tн 5 = 108,24 0С | hк отб5= 453,7 кДж/кг | |
Pотб6 = 0,0679 МПа | tн 6 = 89,2 0С | hк отб6= 373,5 кДж/кг | |
Pотб7 = 0,0319 МПа | tн 7 = 70,62 0С | hк отб7= 293,01 кДж/кг | |
Результаты расчета заносятся в таблицу № 7.
2.1.8 Сводная таблица. Исходные данные для решения уравнений теплового баланса Таблица № 7
Параметр | Способ определения | Подогреватели | ||||||||||
П7 | П6 | Деаэратор | П5 | П4 | П3 | П2 | П1 | ПУ | ПЭ | |||
1. Давление, МПа — пара в отборе турбины | По данным прототипа | 3,25 | 1,25 | 1,25 | 0,605 | 0,35 | 0,145 | 0,073 | 0,0343 | ; | ; | |
— пара в подогревателе | 3,026 | 1,163 | 0,6 | 0,563 | 0,326 | 0,135 | 0,0679 | 0,0319 | ; | ; | ||
— питательной воды | Для ПВД Для ПНД | 18,9 | 18,9 | 0,6 | 0,99 | 0,99 | 0,99 | 0,99 | 0,99 | 0,99 | 0,99 | |
2. Температура 0С — насыщ. греющего пара | tн=f (Pотб) | 234,33 | 186,56 | 158,84 | 156,37 | 136,39 | 108,24 | 89,2 | 70,62 | ; | ; | |
— питательной воды на выходе из подогревателя | tпв вых=tн — 5 С0 | 229,33 | 181,56 | 158,84 | 151,37 | 131,39 | 103,24 | 84,21 | 65,62 | 33,09 | 31,09 | |
— то же на входе | tпв вх | 181,56 | 158,84 | 151,37 | 131,39 | 103,24 | 84,21 | 65,62 | 33,09 | 31,09 | 28,59 | |
— конденсата греющего пара на выходе из подогревателя | Для ПНД tк отб = f (Pотб) Для ПВД tк отб = tпв вх + 7 | 241,33 | 193,56 | 158,84 | 156,37 | 136,39 | 108,24 | 84,21 | 65,62 | ; | ; | |
3. Энтальпия кДж/кг — отбираемого пара | По тепловой диаграмме h-S hотб | 3172,7 | 3370,7 | 3370,7 | 3174,5 | 3051,8 | 2873,1 | 2754,8 | 2645,5 | ; | ; | |
— пит. воды на выходе из подогревателя | hпв вых = f (tпв вых;Pпв) | 1011,9 | 800,45 | 670,4 | 638,54 | 552,82 | 433,39 | 353,33 | 275,5 | 139,5 | 131,1 | |
— то же на входе | hпв вх | 800,45 | 691,47 | 638,54 | 552,82 | 433,39 | 353,33 | 275,5 | 139,5 | 131,1 | 120,7 | |
— конденсата греющего пара на выходе из подогревателя | hк отб = f (tк отб;Pотб) | 1010,2 | 792,03 | 792,03 | 659,6 | 573,6 | 453,7 | 373,5 | 293,01 | ; | ; | |
2.2 Расчет подогревателей Подогреватель № 7
Уравнение теплового баланса в конечной форме:
Подогреватель № 6
Уравнение теплового баланса в конечной форме:
Деаэратор Уравнение теплового баланса в конечной форме:
Подогреватель № 5
Уравнение теплового баланса в конечной форме:
ПВ = 1,02 — (0,1007+0,035+0,012+0,02)=0,8523
Подогреватель № 4
Уравнение теплового баланса в конечной форме:
Подогреватель № 3
Уравнение теплового баланса в конечной форме:
Подогреватель № 2
Уравнение теплового баланса в конечной форме:
Подогреватель № 1
Уравнение теплового баланса в конечной форме:
ОТСЕК | ОТНОСИТЕЛЬНЫЙ РАСХОД ПАРА ЧЕРЕЗ ОТСЕК | |
0−1 | ||
1−2 | ||
2−3 | ||
3−4 | ||
4−5 | ||
5−6 | ||
6−7 | ||
7−8 | ||
Для каждого отсека на линии процесса в тепловой диаграмме снимается теплоперепад .
Внутренний теплоперепад для каждого отсека:
?НOi1=326
?НOi2=224
?НOi3=196
?НOi4=124
?НOi5=184
?НOi6=118
?НOi7=106
?НOi8=258
Часовой расход пара на турбоагрегат:
— где К — коэффициент утечки пара через наружное уплотнение на переднем конце ЦВД.
— механический КПД и КПД электрогенератора.
Секундный расход пара на турбоагрегат:
Проверяем мощность турбины по соотношению:
Удельный расход пара:
Таблица для определения расхода пара и мощности.
№ | Расчетная величина | Отсеки турбины между точками отборов | Сумма по отсекам | ||||||||
0−1 | 1−2 | 2−3 | 3−4 | 4−5 | 5−6 | 6−7 | 7−8 | ||||
Относительное количество пара, протекающего через отсек кг/кг | 0,8993 | 0,8523 | 0,8233 | 0,7808 | 0,7558 | 0,7309 | 0,6853 | ; | |||
Внутренний теплоперепад по отсекам кДж/кг | |||||||||||
кДж/кг | 201,44 | 167,05 | 102,09 | 143,67 | 89,18 | 77,47 | 176,81 | 1283,7 | |||
Расход по отсекам кг/с | 134,57 | 121,02 | 114,69 | 110,79 | 105,07 | 101,71 | 98,35 | 92,22 | ; | ||
Внутренняя мощность по отсекам кВт | |||||||||||
Удельный расход тепла брутто для турбин с промперегревом:
Мощность, потребляемая электроприводами насосов (питательного и конденсатного):
где — производительность насоса, кг/с;
— повышение давления в насосе, МПа;
= 0,93−0,95 — гидравлический КПД насоса;
= 0,95 — механический КПД насоса;
= 0,98 — КПД электромотора;
= 0,96 — объемный КПД насоса.
Суммарная мощность, потребляемая электродвигателями двух насосов:
Удельный расход тепла нетто:
Абсолютный электрический КПД турбоагрегата:
3. Предварительный расчет паровой турбины
Наименование | Обознач. | Размер. | Обоснование | Расчет | |
Регулирующая ступень: одновенечная ступень давления. | |||||
Средний диаметр облопатывания | м | по прототипу | |||
Оптимальный характеристический коэффициент | ; | принимается | 0,525 | ||
Окружная скорость на Dср | и | м/с | |||
Абсолютная скорость истечения пара из сопел | с1 | м/с | |||
Располагаемый теплоперепад на соплах | кДж/кг | ||||
Полный располагаемый теплоперепад на регулирующей ступени | кДж/кг | ||||
Последняя ступень турбины | |||||
Средний диаметр облопатыван. | м | ||||
Окружная скорость | и | м/с | |||
Оптимальный располагаемый теплоперепад ступени | кДж/кг | ||||
4. Детальный тепловой расчет 12 турбинной ступени
Наименование | Обознач. | Размер. | Обоснование | Расчет | |
Расход пара через ступень | G | кг/с | из расчета регенеративной схемы | 135,51 | |
Число оборотов ротора | n | об/мин | Принимаем | ||
Средний диаметр облопатывания | Dср | м | по прототипу | 1,276 | |
Располагаемый теплоперепад | кДж/кг | по h-S диаграмме | |||
Располагаемый теплоперепад с учетом выходной энергии | кДж/кг | (=0) | |||
Окружная скорость на Dср | u | м/с | |||
Степень реакции на Dср | ; | Принимается | 0,1 | ||
Располагаемый теплоперепад в соплах | кДж/кг | 93,6 | |||
Располагаемый теплоперепад на рабочей решетке | кДж/кг | 10,4 | |||
Давление пара за сопловой решеткой | МПа | по h-S диаграмме | 1,01 | ||
Начальное давление пара перед ступенью | МПа | по h-S диаграмме | 1,325 | ||
Начальная температура пара перед ступенью | 0С | по h-S диаграмме | |||
Отношение давлений | ; | ; | 0,76 | ||
Критическое отношение давлений | ; | 0,545 | |||
Давление пара за рабочей решеткой | МПа | по h-S диаграмме | 0,91 | ||
Теоретическая скорость потока на выходе из сопловой решетки | м/с | ||||
Скорость звука на выходе из сопловой решетки | а | м/с | |||
Число Маха | |||||
Выходной угол сопловой решетки | Принимается | ||||
Профиль сопла | С-9015А | по «Атласу профилей» | С-9015А | ||
Эффективный угол выхода потока из сопла | |||||
Расчет сопловой решетки (первое приближение) | |||||
Коэффициент потери скорости в сопловых каналах | принимается | 0,97 | |||
Действительная скорость потока на выходе из сопла | м/с | ||||
Потеря в соплах | кДж/кг | 5,53 | |||
Удельный объем пара на выходе из сопла | м3/кг | по h-S диаграмме | 0,35 | ||
Высота выходных кромок сопла | м | ||||
Хорда профиля | мм | по Атласу | 51,46 | ||
Шаг сопловой решетки | мм | ||||
Отношение хорды к высоте выходных кромок. | ; | ; | |||
Расчет сопловой решетки (второе приближение) | |||||
Коэффициент профильных потерь | % | 1,8 | |||
Коэффициент концевых потерь | % | 2,8 | |||
Коэффициент потери энергии на сопловой решетке | % | 4,6 | |||
Коэффициент потери скорости в сопловых каналах | ; | ||||
Действительная скорость потока на выходе из соплового канала | м/с | ||||
Уточненная потеря в соплах | кДж/кг | ||||
Уточненное значение удельного объема пара на выходе из сопловой решетки. | м3/кг | по h-S диаграмме | 0,34 | ||
Уточненное значение высоты выходных кромок сопловых каналов | м | ||||
Число сопловых каналов | z1 | ||||
Расчет рабочей решетки (первое приближение) | |||||
Относительная скорость входа потока на рабочую решетку | м/с | с треугольника скоростей | 225,1 | ||
Относительный угол входа потока на рабочую решетку | ; | с треугольника скоростей | |||
Коэффициент потери скорости на рабочей решетке | ; | принимается | 0,97 | ||
Относительная скорость потока на выходе с рабочей решетки | м/с | ||||
Теоретическая относительная скорость потока на выходе с рабочей решетки | м/с | ||||
Скорость звука на выходе из рабочей решетки | м/с | ||||
Число Маха | ; | ||||
Оптимальный относительный угол выхода потока с рабочей решетки | ; | ||||
Профиль рабочей решетки | Р-3525А | ; | по атласу | Р-3525А | |
Относительный шаг | ; | по атласу | 0,56 | ||
Угол установки профиля | ; | по атласу | |||
Эффективный угол выхода потока из рабочей решетки | ; | ||||
Выходной угол установки профиля после поворота | ; | ||||
Входной угол установки профиля | ; | ||||
Угол установки профиля | ; | ||||
Эффективный угол выхода потока из рабочей решетки | ; | ||||
Потеря на рабочих лопатках | кДж/кг | ||||
Удельный объем пара на выходе из рабочей решетки | м3/кг | по h-S диаграмме | 0,32 | ||
Высота выходных кромок рабочих лопаток | м | ||||
Соотношение высот | ; | мм | 6 (перекрыш) | ||
Величина | ; | ||||
Степень реакции у корня рабочей лопатки | ; | ||||
Хорда профиля | мм | по Атласу | 25,41 | ||
Шаг рабочей решетки | мм | ||||
Отношение хорды к высоте выходных кромок | |||||
Расчет рабочей решетки (второе приближение) | |||||
Коэффициент профильных потерь | % | 6,5 | |||
Коэффициент концевых потерь | % | 5,5 | |||
Поправочный коэффициент профильных потерь, учитывающий удар | ; | 1,25 | |||
Коэффициент профильных потерь с учетом потери на удар | ; | 8,125 | |||
Поправочный коэффициент концевых потерь, учитывающий удар | ; | 1,25 | |||
Коэффициент концевых потерь с учетом потери на удар | ; | 6,875 | |||
Ширина решетки рабочих лопаток | мм | по Атласу | |||
Поправочный коэффициент концевых потерь, учитывающий перекрыш | ; | 1,01 | |||
Коэффициент концевых потерь с учетом влияния перекрыши | ; | ||||
Коэффициент потери энергии на рабочей решетке | ; | ||||
Поправочный коэффициент, учитывающий наличие бандажа | ; | по графику | 1,025 | ||
Поправочный коэффициент, учитывающий наличие угла скоса бандажа | ; | по графику | 1,05 | ||
Коэффициент потери энергии на рабочей решетке | ; | ||||
Потеря на рабочей решетке | кДж/кг | ||||
Удельный объем пара на выходе из рабочей решетки | м3/кг | по h-S диаграмме | 0,325 | ||
Коэффициент потери скорости на рабочей решетке | |||||
Относительная скорость потока на выходе с рабочей решетки | м/с | ||||
Высота выходных кромок рабочих лопаток | м | ||||
Число рабочих лопаток в решетке | |||||
Разность окружных составляющих абсолютных скоростей | м/с | по треугольнику скоростей | 451,2 | ||
Разность осевых составляющих абсолютных скоростей | м/с | по треугольнику скоростей | 106,8−95,2 = 11,6 | ||
Окружная сила, действующая на рабочую лопатку | Н | ||||
Осевая сила от динамического воздействия потока | Н | ||||
Осевая сила от статической разности давлений на рабочей решетке при наличии реакции | Н | ||||
Полная осевая сила | Н | ||||
Полная сила, действующая на рабочую лопатку | Р | Н | |||
Момент сопротивления профиля корневого сечения | см3 | по атласу | 0,168 | ||
Напряжение изгиба в корневом сечении | Н/см2 | ||||
Пересчет хорды профиля | cм | 39,74 | |||
Шаг рабочей решетки | мм | 22,25 | |||
Отношение хорды к высоте выходных кромок | ; | ; | 0,36 | ||
Число рабочих лопаток в решетке | ; | ||||
Окружная сила, действующая на рабочую лопатку | Н | 339,68 | |||
Осевая сила от динамического воздействия потока | Н | 8,73 | |||
Осевая сила от статической разности давлений на рабочей решетке при наличии реакции | Н | 24,47 | |||
Полная осевая сила | Н | 33,2 | |||
Полная сила, действующая на рабочую лопатку | Р | Н | 341,3 | ||
Момент сопротивления профиля корневого сечения | см3 | 0,64 | |||
Напряжение изгиба в корневом сечении | Н/см2 | ||||
Потеря с выходной скоростью | кДж/кг | 4,3 | |||
Окружной теплоперепад | кДж/кг | 90,6 | |||
90,42 | |||||
Окружной КПД | ; | 0,87 | |||
Потеря от парциальности впуска | кДж/кг | т. к. =1 то =0 | |||
Мощность теряемая на трение и вентиляцию | кВт | 47,65 | |||
Потеря на трение и вентиляцию | кДж/кг | 0,35 | |||
Зазор в уплотнениях | м | Принимается по рекомендациям. | 0,0003 | ||
Диаметр вала в месте его прохода через диафрагму | d | м | Оценивается ориентировочно по прототипу | 0, 42 | |
Число уплотняющих ножей | Z | шт | Принимается по рекомендациям. | ||
Потеря пара от утечки пара через уплотнение диафрагмы | кДж/кг | 0,206 | |||
Внутренний теплоперепад без учёта потери влажности | кДж/кг | 89,04 | |||
Внутренний КПД ступени | ; | 0,856 | |||
5. Детальный тепловой расчет 13, 14, 15 турбинных ступеней
Наименование | Обознач. | Размер. | Обоснование | Номера ступеней | |||
Расход пара через ступень | G | кг/с | из расчета регенеративной схемы | 135,51 | |||
Число оборотов ротора | n | об/мин | Принимаем | ||||
Средний диаметр облопатывания | Dср | м | по прототипу | 1,284 | 1,292 | 1,3 | |
Располагаемый теплоперепад | кДж/кг | по h-S диаграмме | |||||
Располагаемый теплоперепад с учетом выходной энергии | кДж/кг | 101,3 | 79,56 | 64,6 | |||
Окружная скорость на Dср | u | м/с | 201,7 | 202,9 | 204,2 | ||
Степень реакции на Dср | ; | Принимается | 0,2 | 0,25 | 0,3 | ||
Располагаемый теплоперепад в соплах | кДж/кг | 81,04 | 59,67 | 45,22 | |||
Располагаемый теплоперепад на рабочей решетке | кДж/кг | 20,26 | 19,89 | 19,38 | |||
Давление пара за сопловой решеткой | МПа | по h-S диаграмме | 0,68 | 0,5 | 0,375 | ||
Начальное давление пара перед ступенью | МПа | по h-S диаграмме | 0,92 | 0,6 | 0,465 | ||
Начальная температура пара перед ступенью | 0С | по h-S диаграмме | |||||
Отношение давлений | ; | ; | 0,74 | 0,78 | 0,81 | ||
Критическое отношение давлений | ; | 0,546 | |||||
Давление пара за рабочей решеткой | МПа | по h-S диаграмме | 0,6 | 0,465 | 0,35 | ||
Теоретическая скорость потока на выходе из сопловой решетки | м/с | 402,4 | 345,2 | 300,6 | |||
Удельный объем пара на выходе из ступени | V1t | м3/кг | по h-S диаграмме | 0,475 | 0,518 | 0,55 | |
Скорость звука на выходе из сопловой решетки | а | м/с | 647,9 | 580,2 | 517,8 | ||
Число Маха | ; | 0,62 | 0,58 | 0,57 | |||
Выходной угол сопловой решетки | ; | принимается | |||||
Профиль сопла | ; | ; | по «Атласу профилей» | С — 9015А | С — 9015А | С — 9015А | |
Эффективный угол выхода потока из сопла | ; | ||||||
Расчет сопловой решетки (первое приближение) | |||||||
Коэффициент потери скорости в сопловых каналах | принимается | 0,97 | 0,97 | 0,97 | |||
Действительная скорость потока на выходе из сопла | м/с | 390,33 | 334,84 | 291,58 | |||
Потеря в соплах | кДж/кг | 4,79 | 3,52 | 2,67 | |||
Удельный объем пара на выходе из сопла | м3/кг | по h-S диаграмме | 0,425 | 0,51 | 0,54 | ||
Высота выходных кромок сопла | м | 0,141 | 0,196 | 0,205 | |||
Хорда профиля | мм | по атласу | 51,46 | 51,46 | 51,46 | ||
Шаг сопловой решетки | мм | 38,59 | 38,59 | 39,1 | |||
Отношение хорды к высоте выходных кромок. | ; | ; | 0,27 | 0,252 | 0,191 | ||
Расчет сопловой решетки (второе приближение) | |||||||
Коэффициент профильных потерь | % | 2,6 | 2,45 | 2,3 | |||
Коэффициент концевых потерь | % | ||||||
Коэффициент потери энергии на сопловой решетке | % | 4,6 | 4,45 | 4,3 | |||
Коэффициент потери скорости в сопловых каналах | ; | 0,977 | 0,977 | 0,978 | |||
Действительная скорость потока на выходе из соплового канала | м/с | 393,14 | 337,26 | 293,98 | |||
Уточненная потеря в соплах | кДж/кг | 3,73 | 2,65 | 1,94 | |||
Уточненное значение удельного объема пара на выходе из сопловой решетки. | м3/кг | по h-S диаграмме | 0,418 | 0,5 | 0,53 | ||
Уточненное значение высоты выходных кромок сопловых каналов | м | 0,138 | 0,191 | 0,204 | |||
Число сопловых каналов | z1 | ||||||
Расчет рабочей решетки (первое приближение) | |||||||
Относительная скорость входа потока на рабочую решетку | м/с | с треугольника скоростей | 204,5 | 108,9 | |||
Относительный угол входа потока на рабочую решетку | ; | с треугольника скоростей | |||||
Коэффициент потери скорости на рабочей решетке | ; | принимается | 0,97 | 0,97 | 0,97 | ||
Относительная скорость потока на выходе с рабочей решетки | м/с | 278,27 | 218,16 | ||||
Теоретическая относительная скорость потока на выходе с рабочей решетки | м/с | 286,88 | 249,5 | 224,9 | |||
Скорость звука на выходе из рабочей решетки | м/с | 608,7 | 559,6 | 500,25 | |||
Число Маха | ; | 0,47 | 0,45 | 0,45 | |||
Оптим. относительный угол выхода потока с рабочей решетки | ; | ||||||
Профиль рабочей решетки | ; | ; | по атласу | Р — 3021А | Р — 3525А | Р — 3525А | |
Относительный шаг | ; | по атласу | 0,6 | 0,6 | 0,61 | ||
Угол установки профиля | ; | по атласу | |||||
Эффективный угол выхода потока из рабочей решетки | ; | 19,70 | 21,80 | ||||
Выходной угол установки профиля после поворота | ; | ||||||
Входной угол установки профиля | ; | ||||||
Угол установки профиля | ; | ||||||
Эффективный угол выхода потока из рабочей решетки | ; | 19,70 | 21,80 | ||||
Потеря на рабочих лопатках | кДж/кг | 2,43 | 1,84 | 1,49 | |||
Удельный объем пара на выходе из рабочей решетки | м3/кг | по h-S диаграмме | 0,465 | 0,53 | 0,54 | ||
Высота выходных кромок рабочих лопаток | м | 0,166 | 0,198 | 0,219 | |||
Соотношение высот | ; | мм | |||||
Величина | ; | 7,73 | 6,52 | 5,94 | |||
Степень реакции у корня рабочей лопатки | ; | — 0,057 | — 0,048 | — 0,012 | |||
Хорда профиля | мм | по атласу | 25,63 | 25,41 | 25,41 | ||
Шаг рабочей решетки | мм | 15,38 | 15,25 | 15,5 | |||
Отношение хорды к высоте выходных кромок | ; | ; | 0,154 | 0,123 | 0,116 | ||
Расчет рабочей решетки (второе приближение) | |||||||
Коэффициент профильных потерь | % | 5,8 | 4,2 | ||||
Коэффициент концевых потерь | % | 4,5 | |||||
Поправочный коэффициент профильных потерь, учитывающий удар | ; | ; | ; | 1,3 | |||
Коэффициент профильных потерь с учетом потери на удар | ; | ; | ; | 5,2 | |||
Поправочный коэффициент концевых потерь, учитывающий удар | ; | ; | ; | 1,8 | |||
Коэффициент концевых потерь с учетом потери на удар | ; | ; | ; | 7,2 | |||
Ширина решетки рабочих лопаток | мм | по Атласу | |||||
Поправочный коэффициент концевых потерь, учитывающий перекрыш | ; | 1,05 | 1,01 | 1,01 | |||
Коэффициент концевых потерь с учетом влияния перекрыши | ; | 5,25 | 4,545 | 7,27 | |||
Коэффициент потери энергии на рабочей решетке | ; | 11,05 | 8,745 | 12,47 | |||
Поправочный коэффициент, учитывающий наличие бандажа | ; | по графику | 1,02 | 1,03 | 1,035 | ||
Поправочный коэффициент, учитывающий наличие угла скоса бандажа | ; | по графику | ; | ; | ; | ||
Коэффициент потери энергии на рабочей решетке | ; | 11,27 | 9,01 | 12,9 | |||
Потеря на рабочей решетке | кДж/кг | 4,64 | 2,8 | 3,26 | |||
Удельный объем пара на выходе из рабочей решетки | м3/кг | по h-S диаграмме | 0,46 | 0,52 | 0,535 | ||
Коэффициент потери скорости на рабочей решетке | 0,994 | 0,954 | 0,992 | ||||
Относительная скорость потока на выходе с рабочей решетки | м/с | 268,6 | 208,24 | ||||
Высота выходных кромок рабочих лопаток | м | 0,171 | 0,196 | 0,227 | |||
Число рабочих лопаток в решетке | ; | ||||||
Разность окружных составляющих абсолютных скоростей | м/с | по треугольнику скоростей | 432,7 | 349,7 | 301,2 | ||
Разность осевых составляющих абсолютных скоростей | м/с | по треугольнику скоростей | 13,8 | 12,4 | 3,2 | ||
Окружная сила, действующая на рабочую лопатку | Н | 223,8 | 178,15 | 154,6 | |||
Осевая сила от динамического воздействия потока | Н | 7,14 | 6,32 | 1,64 | |||
Осевая сила от статической разности давлений на рабочей решетке при наличии реакции | Н | 210,4 | 104,6 | 87,9 | |||
Полная осевая сила | Н | 217,54 | 110,92 | 89,54 | |||
Полная сила, действующая на рабочую лопатку | Р | Н | 312,1 | 209,86 | 178,65 | ||
Момент сопротивления профиля корневого сечения | см3 | по атласу | 0,234 | 0,168 | 0,168 | ||
Напряжение изгиба в корневом сечении | Н/см2 | ||||||
Пересчет хорды профиля | cм | 41,11 | 45,31 | ||||
Шаг рабочей решетки | мм | 24,7 | 27,2 | ||||
Отношение хорды к высоте выходных кромок | ; | ; | 0,24 | 0,231 | 0,198 | ||
Число рабочих лопаток в решетке | ; | ||||||
Окружная сила, действующая на рабочую лопатку | Н | 359,7 | 270,3 | ||||
Осевая сила от динамического воздействия потока | Н | 11,5 | 11,27 | 2,87 | |||
Осевая сила от статической разности давлений на рабочей решетке при наличии реакции | Н | 135,16 | 71,97 | 70,48 | |||
Полная осевая сила | Н | 146,7 | 83,24 | 73,35 | |||
Полная сила, действующая на рабочую лопатку | Р | Н | 388,5 | 328,7 | 280,1 | ||
Момент сопротивления профиля корневого сечения | см3 | 0,96 | 0,95 | 0,93 | |||
Напряжение изгиба в корневом сечении | Н/см2 | ||||||
Потеря с выходной скоростью | кДж/кг | 5,1 | 2,9 | 2,6 | |||
Окружной теплоперепад | кДж/кг | 87,35 | 70,01 | 58,8 | |||
87,27 | 70,95 | 59,8 | |||||
Окружной КПД | ; | 0,86 | 0,87 | 0,91 | |||
Потеря от парциальности впуска | кДж/кг | т. к. =1 то =0 | |||||
Мощность теряемая на трение и вентиляцию | кВт | 36,98 | 32,81 | 32,43 | |||
Потеря на трение и вентиляцию | кДж/кг | 0,27 | 0,24 | 0,24 | |||
Зазор в уплотнениях | м | Принимается по рекомендациям. | 0,0003 | 0,0003 | 0,0003 | ||
Диаметр вала в месте его прохода через диафрагму | d | м | Оценивается ориентировочно по прототипу | 0, 42 | 0,42 | 0, 42 | |
Число уплотняющих ножей | Z | шт | Принимается по рекомендациям. | ||||
Потеря пара от утечки пара через уплотнение диафрагмы | кДж/кг | 0,154 | 0,087 | 0,061 | |||
Внутренний теплоперепад без учёта потери влажности | кДж/кг | 87,41 | 70,88 | 56,5 | |||
Внутренний КПД ступени | ; | 0,86 | 0,89 | 0,87 | |||
Расчеты на прочность деталей турбины
Наименование величины | Обозначение | Размерность | Формула или обоснование | Расчет. | |
Расчет на прочность пера рабочей лопатки 12 ступени | |||||
Напряжение изгиба в корневом сечении | (из детального теплового расчета турбинной ступени) | ||||
Допустимое значение изгибного напряжения в корневом сечении лопатки | По рекомендациям при степени парциальности впуска | ||||
Площадь профиля в любом сечении (табличное значение) | Fтабл | м2 | Из «Атласа турбинных профилей» | 0,162 | |
Плотность материала, принятого для изготовления лопаток | Принимается легированная сталь марки 15Х12ВМФ. | ||||
Предел текучести данной марки стали | МПа | Из справочника при t = 5500С | |||
Высота выходных кромок рабочих лопаток | м | Из детального теплового расчета 12 ступени | 0,11 | ||
Угловая скорость вращения лопатки | 1/сек | ||||
Радиус центра тяжести массы пера лопатки (для рабочей лопатки с постоянным по высоте профилем) | r | м | |||
Центробежная сила собственной массы пера лопатки | С | н | |||
Расчет бандажной ленты, шипов лопатки и связной проволоки | |||||
Плотность материала бандажной ленты | Принимается легированная сталь марки 15Х12ВМФ. | ||||
Предел текучести данной марки стали | МПа | Из справочника при t = 5500С | |||
Ширина бандажной ленты | Вб | м | Соответствует ширине рабочей лопатки | 0,025 | |
Толщина бандажной ленты | м | Принимается | 0,004 | ||
Линейные размеры шипа рабочей лопатки | а | м | Принимается | 0,020 | |
d | м | Принимается | 0,010 | ||
Радиус, на котором находится центр тяжести массы расчетного участка (соответствует положению средней линии по толщине бандажной ленты) | rб | м | |||
Длина дуги рассматриваемого участка бандажной ленты | tб | м | |||
Угловая скорость вращения участка бандажа | 1/сек | ||||
Центробежная сила расчетного участка бандажной ленты | Сб | н | |||
Изгибающий момент от центробежной силы в местах заделки, то есть в сечении MN | Мб | н*м | |||
Момент сопротивления в этом сечении | Wб | м3 | |||
Напряжение изгиба | МПа | ||||
Напряжение разрыва, возник. на шипе под действием центробежной силы массы бандажной ленты, приходящееся на один шип | МПа | ||||
Напряжение растяжения в расчетном сечении | МПа | ||||
Напряжение изгиба в корневом сечении | МПа | Из детального теплового расчета 12 ступени | 29,33 | ||
Запас прочности | n | ; | Принимается | 1,7 | |
Условие прочности пера лопатки:: 29,33 + 22,6 = 51,96 МПаМПа — условие выполняется | |||||
Оценка прочности производится по соотношениям: Соответственно; - условия выполняются; | |||||
Расчет хвоста рабочей лопатки (Т — образный хвост) | |||||
На эскизе принимаем следующие обозначения и соотношения: RH=KG=d=0,65b=0,1 625; AB=DC=С=0,35b=0,875; LQ=b=0,025; AD=BC=h3=0,35b=0,875; FB=h2=0,3b=0,0075; NQ=ML=h1= 0,3b=0,0075. | |||||
Определим радиус, на котором находится центр тяжести массы каждого из расчетных сечений: MNOL, АВ, КА и BG, AD и BC — для каждого участка принимаем условие, что центр тяжести расчетного сечения лежит на его среднем радиусе | |||||
r1ср | ; | м | По прототипу | 0,943 | |
r2ср | ; | м | По прототипу | 0,939 | |
r3ср | ; | м | По прототипу | 0,934 | |
Размер каждого участка по окружности равен шагу рабочих лопаток на данном радиусе. | |||||
t1 | ; | м | |||
t2 | ; | м | |||
t3 | ; | м | |||
Плотность материала хвоста лопатки | Принимается легированная сталь марки 15Х12ВМФ. | ||||
Угловая скорость вращения хвоста лопатки | 1/сек | ||||
Центробежная сила участка MNOL | С1х | н | 0,025*0,0075*0,0329*7850*3142*0,934 = 4459,4 | ||
Центробежная сила участка EFBA | СII х | м2 | 0,875*0,0075*0,0328*7850*3142*0,939 = 1564,36 | ||
Центробежная сила участка ABCD | СIII х | м2 | 0,875*0,875*0,0326*7850*3142*0,935= 1813,96 | ||
Центробежная сила участка KGHR | СIV х | м2 | 0,1 625*0,875*0,0326*7850*3142*0,935 = 3354,4 | ||
Площадь сечения АВ | f1 | м2 | |||
Напряжение растяжения в сечении АВ | МПа | ||||
Площадь сечениях АD и ВС | f2 | м2 | АD =ВС = h3*t3 | ||
Напряжение среза в сечении АD и ВС | МПа | ||||
Площадь сечениях KA и ВG | f3 | м2 | KA =ВG = (d — c)*t2 /2 | (0,1 625 — 0,875)*0,0328/2 = 1,23*10−4 | |
Напряжение смятия в сечении АВ | МПа | ||||
Допустимые напряжения: | |||||
На растяжение | МПа | где n = 1,7 | — выполняется; | ||
На срез | МПа | — выполняется; | |||
На смятие | МПа | — выполняется | |||
Расчет рабочих лопаток на вибрацию | |||||
Высота выходной кромки рабочей лопатки | м | Из детального теплового расчета 12 ступени | 0,11 | ||
Площадь профиля в любом сечении (при перерасчете профиля) | F | м2 | Из «Атласа турбинных профилей» | 0,162 | |
Момент инерции сечения лопатки (табличное значение) | Iххт | м4 | Из «Атласа турбинных решеток» | 0,131 | |
Модуль упругости металла хвоста рабочей лопатки | Е | МПа | Из справочника | ||
Плотность материала хвоста лопатки | Принимается легированная сталь марки 15Х12ВМФ. | ||||
Статическая частота собственных колебаний для пакета, скрепленного бандажной лентой | Гц | ||||
Параметр | В | ; | |||
Дин. частота собств. колебаний с учетом влияния центробежных сил, возникающих в пере лопатки при вращении ротора | Гц | ||||
Условие резонанса:, где К = 1, 2, 3, 4… — любое целое число; | |||||
Динамическая частота собственных колебаний | Гц | ||||
Динамическая частота собственных колебаний | Гц | ||||
Динамическая частота собственных колебаний | Гц | ||||
Динамическая частота собственных колебаний | Гц | ||||
Динамическая частота собственных колебаний | Гц | ||||
Динамическая частота собственных колебаний | Гц | ||||
Динамическая частота собственных колебаний | Гц | ||||
По данным расчетным значениям строится диаграмма резонансных чисел оборотов и находятся точки пересечения резонансных лучей (при К = 1, 2, 3 и т. д.) и кривой = f (nc) | |||||
Проверка надежности работы лопаточного венца с лопатками постоянного профиля: Условие — данная дробь не должна находится в пределах, ограниченных данным двойным неравенством — условие выполняется | |||||
Расчет на прочность обода диска с Т — образным хвостом | |||||
Действующие силы | |||||
Половина суммарной центробежной силы, развиваемой массой лопатки с бандажной лентой | Св | н | 0,5*(С + СБ + СIx + CIIx + CIVx) | 0,5*(2802 + 860,7 + 4459,4 + 1564,36 + 3354,4) = 6520,43 | |
Окружной размер | t1 | м | |||
Окружной размер (сечение GK) | t2 | м | |||
Плотность стали обода диска | Принимается легированная сталь марки 20Х3МВФ. | ||||
Предел текучести данной марки стали | МПа | Из справочника при t = 5000С | |||
Угловая скорость вращения обода диска | 1/сек | ||||
Центробежная сила массы участка обода ABDE | С1 | н | АЕ*АВ* t1*, где сечение АЕ = сечению BG, АВ = h2 (из расчета хвоста); | 0,00375*0,0075*0,0329*7790*3142*0,943 = 670,19 | |
Центробежная сила массы участка обода GDFK | СII | н | GK*GD*t2*, где GK == 2,7*АЕ = 2,7*BG = 2,7*0,375 = 0,1 012 | 0,1 012*0,1 625*0,0328*7790*3142*0,939 = 3890,18 | |
Момент сопротивления расчетного сечения GK | W | м3 | |||
Напряжение изгиба в расчетном сечении GK | МПа | ||||
Напряжение растяжения в том же сечении | МПа | ||||
Суммарное напряжение в наиболее опасной точке G | МПа | 48,15+33,4 = 81,53 | |||
Допустимое значение напряжения для выбранной 20Х3МВФ марки стали | МПа | при n = 2,2 | |||
Условие прочности обода диска: — условие выполняется; | |||||
Расчет на прочность корпуса турбины | |||||
Внутренний диаметр корпуса ЦСД в районе расчитанных ступеней (12, 13, 14, 15 ступени) | Dв | м | Принимается ориентировочно по чертежу | 2,1 | |
Толщина стенки корпуса | м | Принимается ориентировочно | 0,2 | ||
Коэффициент | ; | ||||
Поскольку, то относительная толщина стенки мала, тогда: | |||||
Избыточное давление в корпусе в районе расчитанных ступеней (12, 13, 14, 15 ступени) | МПа | Рср — Рбар, где: Рср = усредненное давление на данном участке проточной части: (9+4,15)/2 = 6,75 МПа; Рбар = 0,1 МПа; | 0,8375 — 0,1 = 0,7375 | ||
Напряжение в стенке | МПа | ||||
Плотность стали расчетного участка ЦВД | Принимается легированная сталь марки 20ХМЛ | ||||
Предел текучести данной марки стали | МПа | Из справочника при tср = 3700С | |||
Допустимое напряжение материала корпуса | МПа | ||||
Условие прочности расчетного участка корпуса ЦВД: — условие выполняется; | |||||
Расчет на прочность фланцевых соединений | |||||
Рекомендуемые основные отношения: t = (1,5−1,7)*d = 0,32 м; m = (1−1,5)*d = 0,25 м; | |||||
Наружный диаметр болта или шпильки | dб | м | d — 5 мм | 0,2 — 0,005 = 0,195 | |
Сила, стремящаяся отделить одну полку фланца от другой на длине шага фланцевого соединения t | F | Мн | |||
Положение линии действия силы Q | z/ | м | где Y = 0,18 — выбирается из условия, что Y должна лежать между точками, а и g | ||
Условие равновесия сил, действующих на расчетном участке: Q + F — P = 0; | |||||
Сила затяга болта | Р | Мн | Q + F = | ||
Изгибающий момент в сечении О — О | Мизг | Мн*м | F*n | 0,248*0,27 = 0,067 | |
Площадь поперечного сечения болта (шпильки) | Fб | м2 | где Rб — внутренний радиус резьбы болта | 3,14*0,0942 = 0,028 | |
Напряжение в металле болта (шпильки) | МПа | Р/Fб | 3,53/0,028 = 126,1 | ||
Напряжение изгиба при раскрытии фланца | МПа | ||||
Плотность стали болта (шпильки) | Принимается легированная сталь марки Ст. 45 | ||||
Предел текучести данной марки стали | МПа | Из справочника | |||
Для литых стальных деталей корпусов турбин при (t = 3700С — внутри корпуса ЦСД, а поскольку сам корпус имеет значительную толщину, а так же шпилька фланцевого соединения находится на некотором расстоянии от корпуса, то принимаем) рекомендуется: — условие прочности выполняется; | |||||
Поскольку болт (шпилька) работает при относительно невысокой температуре металла, то явление релаксации напряжений в расчете можно не учитывать. | |||||
Эскиз узла лопатки Эскиз Т образного хвоста
Диаграмма резонансных чисел оборотов
Вывод: резонанс в данном пакете лопаток отсутствует т.к. отсутствуют пересечения кривой динамической частоты собственных колебаний V=f (n) с резонансными лучами.
К расчету на прочность фланцевого соединения паровая турбина привод электрогенератор
Марочек В.И., Башаров Ю. Д., Попов Н. Н. Проектирование паротурбинных агрегатов. Тепловые расчеты: Учеб. пособие /ДВГТУ. — Владивосток, 1994.-100 с.
Марочек В.И., Попов Н. Н. Проектирование паротурбинных. Расчет на прочность деталей паровых турбин: Учеб. пособие /ДВГТУ. — Владивосток, 1999.-30 с.
Таблицы термодинамических свойств воды и водяного пара.
Атлас профилей решеток осевых турбин.