Расчет паровой турбины К-50-8, 8 для привода электрогенератора

Министерство науки и образования РФ

Новосибирский государственный технический университет

Курсовой проект

Расчет паровой турбины К-50−8,8 для привода электрогенератора

Факультет: Энергетики

Группа: ТЭ-62

Студент: Панченко Д.В.

Акулов М.Б.

Проверил:

Шумский В.В.

Новосибирск 2009

• Введение
• Условные обозначения
• 1. Построение ориентировочного процесса по данным турбины прототипа
• 2. Расчет регулирующей ступени ЧВД турбины
• 3. Расчет второй ступени ЧВД
• 4. Расчет последней ступени ЧНД
• 5. Расчет опорного подшипника
• Список литературы
• Введение
• Турбина ЛМЗ мощностью 50 МВт при 3000 об/мин типа ВК-50−1 ГОСТ № 3618−47
• ЛМЗ разработал конструкцию и построил одноцилиндровую однопоточную турбину высокого давления типа ВК-50−1 с предельной мощностью 50 000 кВт при 3000 об/мин. Параметры пара турбины: P0 = 90 бар, Рк = 0,034 бар, В этой турбине предусмотрено пять отборов пара для целей регенерации, что в значительной мере снижает расход пара через последнюю ступень. Значения окружной скорости по среднему диаметру последней ступени и & для данной турбины приняты предельно допустимыми: U = 314 м/сек и & = 3, что соответствует диаметру dcp = 2000 мм и высоте лопатки 665 мм. Максимальная окружная скорость на вершине лопатки Uмакс = 421 м/сек. Входные кромки рабочих лопаток 17-й и 18-й ступеней покрыты стеллитовыми пластинками, предохраняющими лопатки от эрозии. Профиль рабочей лопатки последней ступени переменный, приближающийся к телу равного сопротивления. Турбина имеет сопловое регулирование. Свежий пар к соплам 1-й ступени подводится посредством четырех регулирующих клапанов. Проточная часть турбины состоит из двухвенечного регулирующего колеса и семнадцати ступеней давления. Регулирующее колесо и десять ступеней давления изготовлены из одной поковки с валом. Диски последующих ступеней насажены на вал в горячем состоянии с предварительным натягом. Диски от 12-й до 17-й ступени закреплены на валу посредством продольных шпонок. Диск последней ступени ввиду высокого тангенциального напряжения скреплен при помощи торцевых шпонок с втулкой заднего лабиринтового укрепления. Максимальный расход пара через турбину (50 000 кВт) составляет 197,5 т/ час. Давление пара в камере регулирующей ступени при этом режиме составляет около 50 бар и температура 410 С. Ротор покоится на двух опорных подшипниках. Передний подшипник выполнен комбинированным опорно-упорным. Расстояние между осями опорных подшипников составляет 4350 мм. Валы турбины и генератора соединены полугибкой волнистой муфтой. Турбина снабжена валоповоротным устройством, обеспечивающим запуск турбины через любое число часов после останова. Ротор турбины весит 17 т. Ротор выполнен с гибким валом при nкр = 1770 об/мин.
• Все диафрагмы установлены в специальные обоймы, что упрощает конструкцию цилиндра.
• Корпус цилиндра в ч.в.д. выполнен литым из молибденовой стали с 0,5% Мо.
• Часть среднего давления и выхлопная часть турбины выполнены сварными из листового железа, что значительно облегчило вес турбины. Общий вес турбины составляет всего 148 т. Температура подогрева питательной воды при 50 000 кВт составляет 227 С.
• Расчетный удельный расход тепла составляет:
• при 50 000 кВт 2280 ккал/кВтч
• 40 000 … 2295
• 30 000 … 2335
• Турбина представляет собой оригинальную конструкцию одноцилиндровой однопоточной турбины высокого давления на 3000 об/мин. Конструирование такой турбины является большим достижением ЛМЗ в области мирового турбостроения.
• Условные обозначения
• Hтеплоперепад, кДж/кг
• h — энтальпия, кДж/кг
• t — температура, С
• G — расход пара, Кг/с
• s — энтропия,, кДж/кг*К
• P — давление, МПа
• — доля отбираемого пара
• d — диаметр, м
• u — окружная скорость, м/с
• сф — фиктивная скорость, м/с
• — степень реактивности
• — коэффициент скорости сопловой решетки
• — коэффициент скорости рабочей решетки
• — эффективный угол, град
• — коэффициент расхода
• F — площадь, м2
• l — длина лопатки, м
• с, w, a — компоненты скоростей, м/с
• z — число лопаток
• -удельный объем, м3/кг
• b — хорда профиля, м
• k — показатель адиабаты
• a — cкорость звука, м/с
• — кинематическая вязкость, м2/с
• относительный шаг решетки
• t1 — шаг решетки, м
• Re — число Рейнольдса
• М — число Маха
• Hu — удельная работа, кДж/кг
• Nол — мощность развиваемая газом, кДж/кг
• N — мощность ступени, кВт
• — КПД
• — относительные потери
• — изгибающее напряжение, МПа
• Индексы:
• — состояние пара перед стопорным и регулирующем клапанами
• — пар на входе в регулирующую ступень
• — от параметров торможения
• 0 — начальные параметры
• 1 — параметры в сопловом аппарате
• 2- параметры в рабочем аппарате
• t — теоретический
• — пароперегрев
• -относительный внутренний
• i — для iой ступени, iых параметров
• к — для параметров в конденсаторе
• эг — электрогенератор
• тртрение
• парц — парциальность
• вент — вентиляционные
• сегм — сегментные
• утутечки
• — относительный лопаточный
• эквэквивалентный
• изг — изгибающий
• ср — средний
• к — корневой
• п — периферийный
• 1. Построение ориентировочного процесса по данным турбины прототипа
• В качестве прототипа рассматривается турбина К-50−90−1 (ВК-50−1) ЛМЗ
• Ниже приведена таблица отборов на регенеративный подогрев по данным турбины-прототипа:

	Отбор за стпенью	Р отб-ра, бар	Т отбо-ра, °С	Энтальпия h, кДж/кг	Отбор пара, кг/с	=Gотб/G0
1-ый отбор ПВД-5		25,2			2,92	0,0514
2-ой отбор ПВД-4 (Д)		14,1/6,0			2,61+0,69=3,304	0,0460+0,0123=0,0583
3-ий отбор ПВД-3 (Исп 1ст)		7,0			2,66+1,22=3,88	0,0470+0,0212=0,0682
4-ий отбор ПНД-2 (Исп 2ст)		2,7			2,11+2,14=4,25	0,0372+0,0377=0,0749
5-ий отбор ПНД-1		0,47			2,22	0,0392

• При этом принимаем G₀ = 56.7 кг/с
• Определим располагаемый теплоперепад турбины.
• Найдем энтропию и энтальпию по давлению, воспользовавшись программой WaterStreamPro:
• h^*₀₀(P^*₀₀ = 9 МПа, t^*₀₀ = 500 ⁰С) = 3388 кДж/кг
• S^*₀₀(P^*₀₀ =9 МПа, t^*₀₀ = 500 ⁰С) = 6,66 кДж/кгK
• По давлению в конденсаторе Р_k определим температуру, энтальпию и энтропию насыщения. Найдем располагаемый теплоперепад турбины:
• h_B00t (P_k = 3,4 кПа, S^*₀₀=6,66 кДж/кгK)=h?_k + T_k(S^*₀₀ — S?_k) =1988 кДж/кг
• H₀^T= h^*₀₀— h_B00t=3388- 1988=1400 кДж/кг
• Найдем располагаемый теплоперепад проточной части
• Найдём температуру и энтропию за клапанами:
• h^*₀ = h^*₀₀ = 3388 кДж/кг
• P^*₀ = у P^*₀₀ = 0,95· 9 = 8,55 МПа
• t^*₀(P^*₀=8,55 МПа, h^*₀₀=3388 кДж/кг)=498 ⁰С
• S^*₀(P^*₀=8,55 МПа, h^*₀₀=3388 кДж/кг)=6,683 кДж/кгК
• h_B'_0t (P_k = 3,4 кПа, S₀ = 6,683) = 1995 кДж/кг
• Располагаемый теплоперепад проточной части
• H₀^П.Ч= h^*₀— h_B'_0t = 3388 — 1995 =1393 кДж/кг
• Последний отбор в зоне перегретого пара-четвертый:
• H₀^{4отб -Pk} = h₄ — h_B'_t = 2722 — 2100 = 622 кДж/кг
• Принимаем
• з_oi^чнд ~ 0,83
• H_oi^чнд = з_oi^чнд H₀^{4отб- Pk} = 0,83· 622 = 516 кДж/кг
• h_B = h₄ — H_oi^чнд = 2722 — 516 = 2206 кДж/кг
• H_i^т = h^*₀₀ — h_B = 3388 — 2206 = 1182 кДж/кг
• з_oi^т = H_i^т / H₀^T =1182 / 1400 = 0,84
• По полученным данным строим ориентировочный процесс в h-s диаграмме и заносим результаты расчета в таблицу 2.

Отсек	Ступени, входящие в отсек	Расход пара ч/з отсеки	исполь. теплопер. в отсеке, Нiк, кДж/кг	Нiкgk, кДж/кг
		кг/с
I	2−4	56,70
II	5−7	53,78	0,9485		121,4
III	8−10	50,476	0,890		121,0
IV	11−13	46,596	0,822		132,3
V	14−16	43,346	0,747		61,2
VI	17−18	40,126	0,708		307,1

• 984 кДж/кг
• Принимаем механический КПД и КПД электрогенератора равными:
• Внутренняя мощность:
• Действительный расход через турбину
• 2. Расчет регулирующей ступени ЧВД турбины
• Требуется рассчитать двухвенечную регулирующую ступень по следующим данным:
• Давление перед соплами ступени P*₀= 8,55 МПа;
• Температура пара перед ступенью t^*₀=498 ⁰С;
• Начальная энтальпия h^*₀ = 3388 кДж/кг;
• Начальная энтропия S^*₀=6,683 кДж/кгК;
• Расход пара G₀ = 52,1 кг/с;
• Частота вращения ;
• Средний диаметр ступени Диаметр по прототипу d = 0,75 м.
• 1. Определим располагаемого теплоперепада ступени
• Для этого сначала найдем :
• м/с
• Принимаем коэффициент скорости = 0,95 и угол б _1эф = 14⁰:
• кДж/кг
• Располагаемые теплоперепады в решетках ступени определенны по принятым значениям степени реактивности в рабочей решетки первого ряда, направляющей и рабочей решетки второго ряда соответственно с₁ = 0,02 с_н = 0,05 с₂ = 0,03 их сумма с =0,1;
• Н*_ос = (1- с) Н*₀ =(1−0,1)•130,5=117,5 кДж/кг
• Теплоперепад на рабочих лопатках первого венца:
• Н_ор1 = с₁ Н*₀ = 0,02*130,5 = 2,6 кДж/кг
• Теплоперепад на направляющих лопатках:
• Н_орн = с_н Н*₀ = 0,05*130,5 = 6,5 кДж/кг
• Теплоперепад на рабочих лопатках второго венца:
• Н_ор2 = с₂ Н*₀ = 0,03*130,5 = 3,9 кДж/кг
• 2. Параметры в точках 1t, 2t, 3t, 4t.
• Найдем теплофизические параметры пара:
• Теоретическая энтальпия на выходе из сопловой решетки:
• h_1t = h^*₀ — Н^*_oc=3388−117,5 = 3270,5 кДж/кг
• Давление на выходе из сопловой решетки:
• P_1t(h_1t=3270,5 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кгK) = 5,9МПа
• Удельный объем на выходе из сопловой решетки:
• V_1t(h_1t=3270,5 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кгK) = 0,052 м³/кг
• Температура на выходе из сопловой решетки:
• t_1t(h_1t=3270,5 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кгK) = 436,3 ⁰C
• Скорость звука на выходе из сопловой решетки:
• а_1t(h_1t=3270,5 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кгK) = 621,1
• Кинематическая вязкость на выходе из сопловой решетки:
• н_1t(h_1t=3270,5 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кгK) = 1,34
• Теоретическая энтальпия на выходе из первой рабочей решетки:
• h_2t = h_1t — Н_oс1 = 3270,5−2,6 = 3267,9 кДж/кг
• Давление на выходе из второго венца:
• P_2t (h_2t = 3267,9 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кгK) = 5,86 МПа
• Удельный объем на выходе из первой рабочей решетки:
• V_2t (h_2t = 3267,9 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кгK) = 0,052 м³/кг
• Температура на выходе из первой рабочей решетки:
• t_2t (h_2t = 3267,9 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кгK) = 434,9 ⁰C
• Скорость звука на выходе из первой рабочей решетки:
• а_2t (h_2t = 3267,9 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кгK) = 625,6
• Кинематическая вязкость на выходе из первой рабочей решетки:
• н_2t (h_2t = 3267,9 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кгK) = 1,35
• Теоретическая энтальпия на выходе из направляющей решетки:
• h_3t = h_2t — Н_oсн=3388−117,5 = 3261,4 кДж/кг
• Давление на выходе из направляющей решетки:
• P_3t (h_3t = 3261,4 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кгK) = 5,74 Па
• Удельный объем на выходе из направляющей решетки:
• V_3t (h_3t = 3261,4 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кгK) = 0,053 м³/кг
• Температура на выходе из направляющей решетки:
• t_3t (h_3t = 3261,4 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кгK) = 431,5 ⁰C
• Скорость звука на выходе из направляющей решетки:
• а_3t (h_3t = 3261,4 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кгK) = 624,1
• Кинематическая вязкость на выходе из направляющей решетки:
• н_3t (h_3t = 3261,4 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кгK) = 1,36
• Теоретическая энтальпия на выходе из второй рабочей решетки:
• h_4t = h_3t — Н_oс2=3388−117,5 = 3257,5 кДж/кг
• Давление на выходе из второй рабочей решетки:
• P_4t (h_4t = 3257,5 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кг K) = 5,66 МПа
• Удельный объем на выходе из второй рабочей решетки:
• V_4t (h_4t = 3257,5 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кг K) = 0,0535 м³/кг
• Температура на выходе из второй рабочей решетки:
• t_4t (h_4t = 3257,5 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кг K) = 429,4 ⁰C
• Скорость звука на выходе из второй рабочей решетки:
• а_4t (h_4t = 3257,5 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кг K) = 623,3
• Кинематическая вязкость на выходе из второй рабочей решетки:
• н_4t (h_4t = 3257,5 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кг K) = 1,37
• 3. Определение проходной площади сопловой решетки и высоты лопатки
• Найдем режим течения в сопловой решетке из соотношения:
• дозвуковое истечение;
• Из соотношения находим площадь решетки:
• , где
• Далее определяем произведение :
• Оцениваем оптимальную степень парциальности по формуле:
• Высота сопловых лопаток:
• 4. Выбор хорды
• Размер хорды профиля сопловой решетки принимаем равным:. Находим соотношение между хордой и высотой лопатки:
• Уточняем раннее выбранный коэффициент расхода :
• 5. Выбор профиля лопатки
• Профиль лопатки выбираем из атласа профилей по углам входа и выхода потока из сопловой решетки соответственно; и числу маха:
• Тогда число сопловых лопаток при относительном шаге
• :
• 6. Построение треугольника скоростей на входе в рабочую решетку
• Уточняем коэффициент скорости :
• Находим скорости:
• 7. Определение проходной площади первой рабочей решетки и высоты лопатки
• Найдем режим течения в рабочей решетки из соотношения:
• дозвуковое течение.
• Из соотношения находим площадь решетки:
• , где
• Принята перекрыша рабочих лопаток первого ряда. Высота сопловых лопаток: Найдем угол :
• 8. Выбор хорды
• Размер хорды профиля рабочей решетки первого ряда принимаем равным: мм. Находи соотношение между хордой и высотой лопатки:
• Уточняем раннее выбранный коэффициент расхода :
• 9. Выбор профиля лопатки
• Профиль лопатки выбираем из атласа профилей по углам входа и выхода потока из рабочей решетки соответственно, и числу маха:
• Тогда число рабочих лопаток при относительном шаге
• :
• 10. Построение треугольника скоростей на выходе из рабочей решетке
• Уточняем коэффициент скорости :
• Находим скорости:
• 11. Определение проходной площади направляющей решетки и высоты лопатки
• Найдем режим течения в направляющей решетки из соотношения:
• дозвуковое течение
• Из соотношения находим площадь решетки:
• , где
• Принята перекрыша направляющих лопаток .
• Высота направляющих лопаток:
• .
• Найдем угол :
• 12. Выбор хорды
• Размер хорды профиля направляющей решетки принимаем равным:. Находи соотношение между хордой и высотой лопатки:
• Уточняем раннее выбранный коэффициент расхода :
• 13. Выбор профиля лопатки
• Профиль лопатки выбираем из атласа профилей по углам входа и выхода потока из направляющей решетки соответственно и числу маха:
• Тогда число направляющих лопаток при относительном шаге
• :
• 14. Построение треугольника скоростей на входе в рабочую решетку
• Уточняем коэффициент скорости :
• Находим скорости:
• 15. Определение проходной площади второй рабочей решетки и высоты лопатки
• Найдем режим течения в рабочей решетки из соотношения:
• дозвуковое течение.
• Из соотношения находим площадь решетки:
• , где
• Принята перекрыша рабочих лопаток второго ряда. Высота рабочих лопаток:
• .
• Найдем угол :
• 16. Выбор хорды
• Размер хорды профиля рабочей решетки принимаем равным:. Находи соотношение между хордой и высотой лопатки:
• Уточняем раннее выбранный коэффициент расхода :
• 17. Выбор профиля лопатки
• Профиль лопатки выбираем из атласа профилей по углам входа и выхода потока из рабочей решетки соответственно и числу маха:
• Тогда число рабочих лопаток при относительном шаге
• :
• 18. Построение треугольника скоростей на выходе из рабочей решетки
• Уточняем коэффициент скорости :
• Находим скорости:
• 19. Определение относительного лопаточного КПД
• По балансу потерь:
• С использованием проекций скоростей из треугольников:
• 20. Определение потерь
• Потери от трения диска:
• Потери от утечек в уплотнениях бандажа рабочей решетки первого ряда приняты приближенно равными потерям от утечек в уплотнениях направляющей решетки и рабочей решетки второго ряда и вычисляются по формуле:
• ,
• Где
• Составляющие потерь от парциальности:
• · от вентиляции
• , где
• · сегментные
• Где
• 21. Относительный внутренний КПД ступени
• 22. Использованный теплоперепад ступени
• 23. Внутренняя мощность ступени
• 28. Прочностной расчет лопаток
• Найдем окружное усилие, действующее на лопатки:
• · Первая рабочая лопатка Р-23−14А
• Из каталога профилей лопаток находим минимальный момент сопротивления для стандартной хорды:
• и рассчитываем для нашей хорды:
• Рассчитываем напряжение от изгиба:
• где — усилие на одну лопатку
• Условие прочности выполнено.
• · Вторая рабочая лопатка Р-46−29А
• Из каталога профилей лопаток находим минимальный момент сопротивления для стандартной хорды:
• и рассчитываем для нашей хорды:
• Рассчитываем напряжение от изгиба:
• где — усилие на одну лопатку
• Условие прочности выполнено.
• Ниже приведены результаты расчетов двухвенечной регулирующей ступени

№	Показатель	Решетки
		сопловая	рабочая первого ряда	направляюшая	рабочая второго ряда
	Расход	52,1
	Начальное давление	8,55
	Начальная температура
	Средний диаметр	0,75
	Окружная скорость	117,75
	Отношение скоростей	0,23
	Располагаемый теплоперепад ступени	130,5
	Степень реактивности	;	0,02	0,05	0,03
	Располагаемые теплоперепады решеток	117,5	2,6	6,5	3,9
	Давление за решетками	5,9	5,86	5,74	5,66
	Теоретические скорости на выходе	485,7	364,2	257,87	169,2
	Число маха	0,78	0,58	0,41	0,27
	Удельные объемы пара за решетками	0,052	0,052	0,053	0,0535
	Коэффициент расхода	0,975	0,942	0,948	0,943
	Выходные площади	0,587	0,008	0,0115	0,0175
	Эффективные углы выхода потока	140	18046l	23078l	33087l
	Углы входа потока	900	18058l	27053l	49039l
	Тип профиля	С-90−2Б	Р-23−4А	Р-30−21А	Р-46−29А
	Степень парциальности	0,325
	Выходная высота лопаток
	Хорды лопаток
	Относительные шаги	0,8	0,7	0,6	0,5
	Число лопаток
	Коэффициенты скоростей	0,968	0,940	0,948	0,938
	Скорости на выходе потока	470,2		243,7	158,76
	Скорости на входе в решетку			231,3	144,3
	Потери энергии в решетке	7,4	8,52	3,55	1,71
	Потери с выходной скоростью	4,05
	Относительный лопаточный КПД	0,8
	Потери от трения диска	0,86
	Потери от утечек	0,05
	Потери от парциальности	0,0027+0,02=0,0227
	Относительный внутренний КПД	0,7
	Использованный теплоперепад ступени	91,63
	Внутренняя мощность ступени

• 3. Расчет второй ступени ЧВД
• Требуется рассчитать вторую ступень по следующим данным:
• Давление перед соплами ступени P₀= 5,66 МПа
• Температура пара перед ступенью t₀ = 429,4 ⁰C;
• Начальная энтальпия h₀ = 3261,4 кДж/кг;
• Начальная энтропия S₀ = 6,683 кДж/кгК;
• Расход пара G₀ = 52,1 кг/с;
• Частота вращения ;
• Средний диаметр ступени Диаметр по прототипу d = 0,75 м.
• 1. Определим располагаемого теплоперепада ступени
• Для этого сначала найдем :
• м/с
• Принимаем коэффициент скорости = 0,95 и угол б ₁ = 14⁰:
• кДж/кг
• Располагаемый теплоперепад в рабочей решетке ступени определен по принятому значению степени реактивности :
• Н^*_ос = (1- с) Н*₀ =(1−0,2)•33,4=26,72 кДж/кг
• Н_ор = с Н^*₀ = 0,2*33,4 = 6,68 кДж/кг
• 2. Параметры в точках
• По найденным теплоперепадам и начальной энтропии с помощью программы Water Steam Pro находим параметры в точках:
• h_1t = h^*₀ — Н^*_oc=3261,4−26,72 = 3234,7 кДж/кг
• Давление на выходе из сопловой решетки:
• P_1t(h_1t=3234,7 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кгК) = 5,25 МПа
• Удельный объем на выходе из сопловой решетки:
• V_1t(h_1t=3234,7 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кгК) = 0,0567 м³/кг
• Температура на выходе из сопловой решетки:
• t_1t(h_1t=3234,7 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кгК) = 417,3 ⁰C
• Скорость звука на выходе из сопловой решетки:
• а_1t(h_1t=3234,7 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кгК) = 618,3
• Кинематическая вязкость на выходе из сопловой решетки:
• н_1t(h_1t=3234,7 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кгК) = 1,426
• Теоретическая энтальпия на выходе из рабочей решетки:
• h_2t = h_1t — Н_oс1 = 3234,7 — 6,68 = 3228 кДж/кг
• Давление на выходе из рабочей решетки:
• P_2t (h_2t = 3228 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кгК) = 5,133 МПа
• Удельный объем на выходе из рабочей решетки:
• V_2t (h_2t = 3228 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кгК) = 0,0577 м³/кг
• Температура на выходе из рабочей решетки:
• t_2t (h_2t = 3228 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кгК) = 413,8 ⁰C
• Скорость звука на выходе из рабочей решетки:
• а_2t (h_2t = 3228 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кгК) = 616,8
• Кинематическая вязкость на выходе из рабочей решетки:
• н_2t (h_2t = 3228 кДж/кг; S₀ = 6,683 кДж/кгК) = 1,442
• 3. Определение проходной площади сопловой решетки и высоты лопатки
• Найдем режим течения в сопловой решетке из соотношения:
• дозвуковое течение.
• Из соотношения находим площадь решетки:
• , где
• Зададим оптимальную степень парциальности
• Высота сопловых лопаток:
• 4. Выбор хорды
• Размер хорды профиля сопловой решетки принимаем равным:. Находим соотношение между хордой и высотой лопатки:
• Уточняем раннее выбранный коэффициент расхода :
• 5. Выбор профиля лопатки
• Профиль лопатки выбираем из атласа профилей по углам входа и выхода потока из сопловой решетки соответственно и числу маха:
• Тогда число сопловых лопаток при относительном шаге
• :
• 6. Построение треугольника скоростей на входе в рабочую решетку
• Уточняем коэффициент скорости :
• Находим скорости:
• 7. Определение проходной площади рабочей решетки и высоты лопатки
• Найдем режим течения в рабочей решетки из соотношения:
• дозвуковое течение.
• Из соотношения находим площадь решетки:
• , где
• Принята перекрыша рабочей лопатки. Высота рабочей лопатки: .
• Найдем угол :
• 8. Выбор хорды
• Размер хорды профиля рабочей решетки принимаем равным:. Находим соотношение между хордой и высотой лопатки:
• Уточняем раннее выбранный коэффициент расхода :
• 9. Выбор профиля лопатки
• Профиль лопатки выбираем из атласа профилей по углам входа и выхода потока из рабочей решетки соответственно, и числу маха:
• Тогда число рабочих лопаток при относительном шаге
• :
• 10. Построение треугольника скоростей на выходе из рабочей решетке
• Уточняем коэффициент скорости :
• Находим скорости:
• 11. Определение относительного лопаточного КПД
• По балансу потерь:
• С использованием проекций скоростей из треугольников:
• 12. Определение потерь
• Потери от трения диска:
• Потери от утечек в уплотнениях бандажа рабочей решетки вычисляются по формуле:
• ,
• где
• .
• 13. Относительный внутренний КПД ступени
• 14. Использованный теплоперепад ступени
• 15. Внутренняя мощность ступени
• 16. Прочностной расчет лопаток
• Найдем окружное усилие, действующее на лопатки:
• Принимаем
• Рабочая лопатка Р-26−17А.
• Из каталога профилей лопаток находим минимальный момент сопротивления для стандартной хорды:
• и рассчитываем для нашей хорды:
• Рассчитываем напряжение от изгиба:
• где — усилие на одну лопатку
• Условие прочности выполнено. Треугольник скоростей:
• Результаты расчета второй ступени

№	Показатель	Решетки
		сопловая	рабочая
	Расход	52,1
	Начальное давление	5,66
	Начальная температура	429,4
	Средний диаметр	0,75
	Окружная скорость	117,75
	Отношение скоростей	0,455
	Располагаемый теплоперепад ступени	33,4
	Степень реактивности	0,2
	Располагаемые теплоперепады решеток	26,72	6,68
	Давление за решетками	5,25	5,133
	Теоретические скорости на выходе
	Число маха	0,373	0,26
	Удельные объемы пара за решетками	0,0567	0,0577
	Коэффициент расхода	0,973	0,936
	Выходные площади	0,1 345	0,02
	Эффективные углы выхода потока	140	19013l
	Углы входа потока	80077l	28076l
	Тип профиля	С-90−12А	Р-26−17
	Степень парциальности
	Выходная высота лопаток
	Хорды лопаток
	Относительные шаги	0,8	0,65
	Число лопаток
	Коэффициенты скоростей	0,964	0,936
	Скорости на выходе потока	222,8
	Скорости на входе в решетку	158,76
	Потери энергии в решетке	1,86	1,71
	Потери с выходной скоростью	1,24
	Относительный лопаточный КПД	0,856
	Потери от трения диска	0,242
	Потери от утечек	0,0477
	Относительный внутренний КПД	0,8
	Использованный теплоперепад ступени	26,62
	Внутренняя мощность ступени

• 4. Расчет последней ступени ЧНД
• Требуется рассчитать последнюю ступень по следующим данным:
• · Средний диаметр ступени d = 2 м.
• 1. Определим располагаемого теплоперепада ступени
• Для этого сначала найдем
• м/с.
• Задаем
• :
• По h-S диаграмме и энтальпии перед ступенью, определяем энтропию на входе в последнюю ступень.. С помощью программы Water Steam Pro найдем параметры пара перед ступенью:
• Располагаемый теплоперепад в рабочей решетке ступени определен по принятому значению степени реактивности :
• 2. Параметры в точках
• По найденным теплоперепадам и начальной энтропии с помощью программы Water Steam Pro находим параметры в точках:
• Теоретическая энтальпия на выходе из сопловой решетки:
• h_1t = h — Н^*_oc= 2640 — 64,08 = 2575,92 кДж/кг
• Давление на выходе из сопловой решетки:
• P_1t(h_1t= 2575,92 кДж/кг; S₀ = 7,6 кДж/кгК) = 16,18 кПа
• Удельный объем на выходе из сопловой решетки:
• V_1t(h_1t= 2575,92 кДж/кг; S₀ = 7,6 кДж/кгК) = 8,84 м³/кг
• Температура на выходе из сопловой решетки:
• t_1t(h_1t= 2575,92 кДж/кг; S₀ = 7,6 кДж/кгК) = 55,55⁰C
• Скорость звука на выходе из сопловой решетки:
• а_1t(h_1t= 2575,92 кДж/кг; S₀ = 7,6 кДж/кгК) = 400,2
• Кинематическая вязкость на выходе из сопловой решетки:
• н_1t(h_1t= 2575,92 кДж/кг; S₀ = 7,6 кДж/кгК) = 9,54
• Теоретическая энтальпия на выходе из рабочей решетки:
• h_2t = h_1t — Н_oс = 2575,92 — 42,72 = 2533,2 кДж/кг
• Давление на выходе из второго венца:
• P_2t (h_2t = 2533,2 кДж/кг; S₀ = 7,6 кДж/кгК) = 11,94 кПа
• Удельный объем на выходе из рабочей решетки:
• V_2t (h_2t = 2533,2 кДж/кг; S₀ = 7,6 кДж/кгК) = 11,6 м³/кг
• Температура на выходе из рабочей решетки:
• t_2t (h_2t = 2533,2 кДж/кг; S₀ = 7,6 кДж/кгК) = 49,33 ⁰C
• Скорость звука на выходе из рабочей решетки:
• а_2t (h_2t = 2533,2 кДж/кг; S₀ = 7,6 кДж/кгК) = 393,3
• Кинематическая вязкость на выходе из рабочей решетки:
• н_2t (h_2t = 2533,2 кДж/кг; S₀ = 7,6 кДж/кгК) = 12,29
• 3. Определение проходной площади сопловой решетки и высоты лопатки. Найдем режим течения в сопловой решетки из соотношения:
• дозвуковое течение.
• Зададим оптимальную степень парциальности .
• Длина сопловой лопатки принимается по прототипу
• Найдем расход пара, который проходит через последнюю ступень для этого с начало вычислим площадь решетки:
• ;
• , где
• 4. Выбор хорды
• Размер хорды профиля сопловой решетки принимаем равным:. Находим соотношение между хордой и высотой лопатки:
• Уточняем раннее выбранный коэффициент расхода :
• 5. Выбор профиля лопатки
• Профиль лопатки выбираем из атласа профилей по углам входа и выхода потока из сопловой решетки соответственно и числу маха:
• .
• Тогда число сопловых лопаток при относительном шаге
• :
• 6. Построение треугольника скоростей на входе в рабочую решетку
• Уточняем коэффициент скорости :
• Находим скорости:
• 7. Определение проходной площади рабочей решетки и высоты лопатки
• Найдем режим течения в рабочей решетки из соотношения:
• сверхзвуковое течение.
• Из соотношения находим площадь решетки:
• , где
• Высота рабочей лопатки: .
• Найдем угол :
• 8. Выбор хорды
• Размер хорды профиля рабочей решетки принимаем равным:. Находим соотношение между хордой и высотой лопатки:
• Уточняем раннее выбранный коэффициент расхода :
• 9. Выбор профиля лопатки
• Профиль лопатки выбираем из атласа профилей по углам входа и выхода потока из рабочей решетки соответственно и числу маха:
• Тогда число рабочих лопаток при относительном шаге :
• 10. Построение треугольника скоростей на выходе из рабочей решетке
• Находим коэффициент скорости :
• Находим скорости:
• 11. Определение относительного лопаточного КПД
• По балансу потерь:
• 14. Определение потерь
• Потери от трения диска:
• Потери от утечек в уплотнениях бандажа рабочей решетки вычисляются по формуле:
• ,
• где .
• 15. Относительный внутренний КПД ступени
• 16. Использованный теплоперепад ступени
• 17. Внутренняя мощность ступени
• 18. Прочностной расчет лопаток
• Найдем окружное усилие, действующее на лопатки:
• Рабочая лопатка Р-60−38А
• Из каталога профилей лопаток находим минимальный момент сопротивления для стандартной хорды:
• и рассчитываем для нашей хорды:
• Рассчитываем напряжение от изгиба:
• где — усилие на одну лопатку
• Условие прочности выполнено.
• Результаты расчета последней ступени

№	Показатель	Решетки
		сопловая	рабочая
	Расход	30.5
	Начальное давление
	Начальная температура
	Средний диаметр
	Окружная скорость
	Отношение скоростей	0,615
	Располагаемый теплоперепад ступени	133,5
	Степень реактивности	0,4
	Располагаемые теплоперепады решеток	64,08	42,72
	Давление за решетками	16,18	11,94
	Теоретические скорости на выходе		308,4
	Число маха	0,89	0,78
	Удельные объемы пара за решетками	8,84	11,6
	Коэффициент расхода	0,980	0,956
	Выходные площади	0,767	1,13
	Эффективные углы выхода потока	140	20004l
	Углы входа потока	900	59039l
	Тип профиля	С-90−12А	Р-60−38А
	Степень парциальности
	Выходная высота лопаток
	Хорды лопаток
	Относительные шаги	0,8	0,5
	Число лопаток
	Коэффициенты скоростей	0,977	0,953
	Скорости на выходе потока	349,7	294,3
	Скорости на входе в решетку	;	98,3
	Потери энергии в решетке	2,93	4,2
	Потери с выходной скоростью	5,5
	Относительный лопаточный КПД	0,90
	Потери от трения диска	0,72
	Потери от утечек	0,517
	Относительный внутренний КПД	0,8941
	Использованный теплоперепад ступени	119,36
	Внутренняя мощность ступени

• 5. Расчет опорного подшипника
• одноцилиндровая турбина теплоперепад лопатка
• Требуется рассчитать опорный подшипник по следующим данным:
• · Диаметр шейки вала.
• · Длина шейки вала.
• · Число оборотов вала .
• · Нагрузка подшипника .
• · Масло турбинное марки Л.
• 1. Примем величину диаметрального зазора, Следовательно, относительный зазор:
• 2. Окружная скорость вращения вала:
• 3. Отношение. Плотность масла. Зададимся средней температурой масла в подшипнике. При этой температуре коэффициент динамической вязкости масла
• Исходя из этих данных, вычисляем безразмерный коэффициент грузоподъемности:
• 4. Находим по кривым для относительный эксцентриситет .
• Тогда минимальная толщина пленки на линии центров:
• 5. Жидкостное трение в подшипнике обеспечивается при значении коэффициента запаса надежности. Если, то, так что грузоподъемность подшипника значительно больше заданной.
• По величине находим из графика:, т. е. коэффициент трения в нижнем вкладыше:
• Коэффициент трения в верхнем вкладыше:
• 6. Мощность, затрачиваемая на трение в подшипнике:
• 7. Коэффициент расхода масла через нижний вкладыш (под действием гидродинамического давления масла) определяем по графику:
• Расход масла, вытекающего через торцы подшипника под действием давления масляного клина:
• 8. Расход масла, подающегося в подшипник под действием избыточного давления и вытекающего через торцы вкладыша:
• , где
• 9. Полный расход масла:
• 10. Повышение температуры масла в подшипнике:
• Теплоемкость масла принята
• 11. Температура масла при входе и выходе в подшипник:
• Обе величины являются приемлемыми.

1. Щегляев А. В. Паровые турбины — М: Энергоатомиздат, 1993 г. — 415 стр.

2. Трухний А. Д. Стационарные паровые турбины; 2-ое изд.; перераб и доп — М: Энергоатомиздат, 1990 г. — 640 стр.: ил.

3. Трухний А. Д., Ломанин Б. В. Теплофикационные паровые турбины и турбоустановки — М.: МЭИ. 2002 г. — 520 стр.: ил.

4. Под. ред. Костюка А. Г. Фролова В.В. Паровые и газовые турбины — М.: Издательство МЭИ, 1985 г. — 488 стр.: ил.

5. Шляхин П. Н. -Паровые и газовые турбины — М: Энергоатомиздат, 1974 г. — 223 стр.: ил.