Конденсационная паровая турбина типа К-6-4

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Описание конструкции турбины типа К-6-4

2. Регулирующая ступень

2.1 Расчётный режим работы турбины

2.2 Частота вращения ротора турбины

2.3 Способ регулирования

2.4 Регулирующая ступень

2.5 Проточная часть исходной двухвенечной ступени

2.6 Тепловой расчет двухвенечной ступени скорости

2.7 Выбор расчётного варианта регулирующей ступени

2.8 Треугольники скоростей и потери в решётках регулирующей ступени

3. Нерегулируемые ступени

3.1 Типы нерегулируемых ступеней

3.2 Ориентировочные параметры последней ступени

3.3 Ориентировочные параметры первой нерегулируемой ступени

3.4 Ориентировочные параметры промежуточных ступеней давления. Формирование проточной части нерегулируемых ступеней

3.5 Число нерегулируемых ступеней давления и распределение теплового перепада между ними

3.6 Детальный тепловой расчёт нерегулируемых ступеней давления

3.6.1 Расчёт направляющих лопаток первой нерегулируемой ступени

3.6.2 Расчёт рабочих лопаток 1-ой ступени

3.6.3 Определение потерь энергии, к.п.д. и внутренней мощности

3.7 Треугольники скоростей нерегулируемых ступеней

3.8 Тепловой процесс в i, s - диаграмме промежуточной нерегулируемой ступени

4. Расчет осевого усилия, действующего на ротор турбины

5. Требования к материалам

5.1 Материалы цельнокованных, сварных роторов и валов сборных роторов

6. Технико-экономические показатели турбины

7. Определение размеров патрубков отбора пара из турбины

8. Техника безопасности

Список использованных источников

Введение

Современная паротурбинная установка представляет собой сложный комплекс агрегатов, взаимно связанных технологическим процессом выработки тепловой и электрической энергии (или механической). Одним из эффективных средств повышения экономичности ПТУ является регенеративный подогрев питательной воды потоками пара, частично отработавшими в турбине и отбираемыми из ее проточной части в подогреватели (теплообменники). При таком способе преобразования энергии отводимый на подогрев пар совершает работу в турбине без потерь тепла в конденсаторе (холодном источнике), но с использованием его в цикле для повышения энтальпии питательной воды. Вследствие этого удельный расход топлива на выработку электроэнергии существенно снижается. Экономия топлива от применения регенерации при определенных условиях достигает 10%. В силу этого все современные ПТУ средней и большой мощности выполняются с регенеративным подогревом питательной воды, хотя при этом они становятся сложнее и дороже.

Экономия от регенерации возрастает с увеличением числа подогревателей. Однако прирост экономии замедляется по мере увеличения числа подогревателей.

Как показывают исследования, при заданном числе подогревателей и равном количестве протекающей через них питательной воды наибольшая экономия получается в случае приблизительно одинаковой величины подогрева во всех основных подогревателях.

Формирование проточной части представляет собой один из основных этапов проектирования многоступенчатой паровой турбины и является сложной технико-экономической задачей. При проектировании проточной части требуется спроектировать ее так, чтобы располагаемый перепад энергий был преобразован в механическую работу с максимальным коэффициентом полезного действия; чтобы турбина была надежной и долговечной, конструкция ее простой и технологичной, дешевой и малогабаритной.

В данном курсовом проекте произведён тепловой расчёт проточной части турбины типа К-6-4, а также разработаны продольный и поперечный разрезы рассчитываемой турбины.

турбина ротор сопловый проточный

1. Описание конструкции турбины типа К-6-4

Паровая турбина типа К-6-4 предназначена для привода генератора электрического тока мощностью 6,000 МВт. Частота вращения ротора совпадает со стандартной частотой генератора и равна 50 об/с.

Роторы турбины и генератора соединены между собой посредством упругой муфты.

Турбина одноцилиндровая и одновальная. Проточная часть включает двухвенечную ступень скорости, используемую в качестве регулирующей, а также ступеней давления.

Корпус турбины литой. В паровой турбине запрессованы седла клапанов, внутри коробки на поперечной траверсе подвешены четыре регулирующих клапана. Паровая и сопловая коробки составляют одно целое. Коробка крепится фланцем к верхней половине корпуса. Все диски насадные и набираются на роторе с двух сторон.

Концевые периферийные уплотнения выполнены в виде гребешков, закрепленных в корпусе.

Корпус переднего подшипника соединяется с корпусом турбины в нижней части при помощи специального устройства, которое исключает возможность опрокидывания корпуса подшипника, так как оно располагается вблизи его опорной плоскости. Передний подшипник опорно-упорный со сферическим вкладышем. На крышке заднего подшипника установлено валоповоротное устройство. Регулирование гидравлическое. Колесо главного масляного центробежного насоса установлено на переднем конце вала турбины.

Отборы пара на РППВ предусмотрены за 7, 10, 13, 16 ступенями.

Все рабочие лопатки имеют бандаж, кроме последних двух. Каждые два рабочих диска фиксируются на валу в осевом направлении стальными полукольцами, вставленными в канавки вала. Диафрагмы центруются с помощью радиальных штифтов.

2. Регулирующая ступень

2.1 Расчётный режим работы турбины

Расчётный режим работы турбины имеет максимальным к.п.д. преобразования энергии и определяет размеры проточной части турбины. В качестве расчётного принимается наиболее вероятный режим эксплуатации турбины в составе ПТУ, то есть такой режим, при котором турбина должна работать наибольшее число часов в году.

На практике паровые турбины малой и средней мощности значительную часть времени работают с нагрузкой меньше номинальной. Исходя из этого мощность турбины на расчетном режиме, которая называется расчетной, или экономической, принимается равной

;

.

2.2 Частота вращения ротора турбины

Частота вращения ротора паровой турбины, предназначенной для привода генератора электрического тока, в большинстве случаев рассматривается как заданная величина. Для получения переменного электрического тока с частотой 50 Гц ротор двухполюсного генератора должен вращаться с частотой n = 3000 об/мин. (n_c = 50 с^-1).

Роторы турбины и генератора мощностью N_ном > 4,000 МВт целесообразно непосредственно соединять между собой, так как это упрощает конструкцию, снижает стоимость изготовления, повышает экономичность и долговечность, облегчает эксплуатацию турбогенератора. В таком случае ротор турбины должен иметь такую же частоту вращения, что и ротор генератора.

2.3 Способ регулирования

В процессе эксплуатации паровой турбины вырабатываемая ею мощность в каждый момент времени должна равняться потребляемой. Это равенство мощностей достигается регулированием расхода пара через турбину при неизменных начальных и конечных параметрах пара или при изменяющемся начальном давлении пара. В соответствии с графиком нагрузки расход пара должен изменяться таким образом, чтобы турбина развивала требуемую мощность в пределах от нуля до номинальной.

Выбираем сопловое регулирование, так как весь поток пара отдельными частями протекает через последовательно включаемые регулирующие клапаны, каждый из которых осуществляет подвод пара только к своей группе сопел; применяется в турбинах, проектируемых для работы с большими колебаниями нагрузки (при малых расходах пара потери энергии меньше, чем при дроссельном регулировании).

2.4 Регулирующая ступень

Проточная часть многоступенчатой паровой турбины с сопловым регулированием содержит первую регулирующую и последующие нерегулируемые ступени. При других способах регулирования применяются только нерегулируемые ступени.

Регулирующая ступень характеризуется тем, что при изменении нагрузки подвод пара к ней осуществляется через несколько открытых регулирующих клапанов, каждый из которых открывает доступ пара к самостоятельной (изолированной) группе сопел, а степень парциальности подвода пара и изменяется в процессе эксплуатации. В силу этого проходная площадь сопел (направляющего аппарата) регулирующей ступени турбины может изменяться, то есть регулироваться. В нерегулируемых ступенях площадь проходных сечений диафрагм остается постоянной, то есть не изменяется при регулировании нагрузки турбины.

2.5 Проточная часть исходной двухвенечной ступени

Применяем для нашей турбины регулирующую двухвенечную ступень скорости типа КС-А упрощенной конструкции, с цилиндрическими обводами межлопаточных каналов и без радиальных уплотнений. Это определило применение ступеней типа КС-А, в основном, для турбин сравнительно небольшой мощности (до 12000,000 кВт). Основные конструктивные параметры проточной части двухвенечной ступени скорости типа КС-А представлены в таблице 1.

Таблица 1 -- Основные конструктивные параметры проточной части двухвенечной ступени скорости типа КС-А

Параметр	Тип ступени КС-А
Угол выхода сопловых лопаток б11, град.	11о30|
Угол входа рабочих лопаток I венца в11, град.	19о36|
Угол выхода рабочих лопаток I венца в21, град.	15о12|
Угол входа направляющих лопаток б21, град.	25о
Угол выхода направляющих лопаток б12, град.	19о
Угол входа рабочих лопаток II венца в12, град.	39о18|
Угол выхода рабочих лопаток II венца в22, град.	32о48|
Отношение площадей проходных сечений:
а) I рабочего венца и сопел f21/f11 ;	1,430
б) направляющего аппарата и сопел f12/f11 ;	2,100
в) II рабочего венца и сопел f22/f11 .	4,180
Отношение высот (длин) лопаток:
а) I рабочего венца и сопел a = l21/l11 ;	1,210
б) направляющего аппарата и I рабочего венца b = l12/l21 ;	1,150
в) II рабочего венца и направляющего аппарата с = l22/l12 .	1,140
Осевая ширина профиля лопаток:
а) сопел В11, мм;	30,000
б) I рабочего венца В21, мм;	25,000
в) направляющего аппарата В12, мм;	25,000
г) II рабочего венца В22, мм.	25,000
Шаг лопаточной решетки:
а) сопел t11, мм;	23,100
б) I рабочего венца t21, мм;	18,900
в) направляющего аппарата t12, мм;	13,800
г) II рабочего венца t22, мм.	9,600

2.6 Тепловой расчет двухвенечной ступени скорости

1. Расход пара (из расчёта тепловой схемы) G_I = 6,229 кг/c.

2. Частота вращения ротора n = 50,000 c^-1.

3. Параметры пара перед соплами: а) давление p'₀ = 3,800 МПа; б) температура T₀ = 706,000 K; в) энтальпия i₀ = 3291,285 кДж/кг.

4. Тип ступени -- двухвенечная КС-А.

5. Отношение скоростей x = u/C₀ = 0,25 [4, страница 20].

6. Средний диаметр d = 1 м (по прототипу АК-6).

7. Окружная скорость

.

8. Условная скорость

.

9. Изоэнтропийный перепад энтальпий

.

10. Параметры пара за ступенью (по h_0I в i,s - диаграмме): а) давление p_2I = 1,920 МПа; б) удельный объём v_2t = 0,139 м³/кг.

11. Отношение давлений:

а) .

б) .

12. Давление пара в критическом сечении

.

13. Критический тепловой перепад (по i,s - диаграмме).

h_крI = 176,463 кДж/кг.

14. Удельный объём пара в критическом сечении v_крI = 0,131 м³/кг (по i,s - диаграмме).

15. Скорость пара в критическом сечении.

16. Площадь проходных сечений

,

где _р = 0,97 - коэффициент расхода ступени [4].

17. Синус угла sin₁₁ = sin11,5 = 0,199.

18. Произведение



19. Путём подбора высот лопаток соплового аппарата l₁₁ = 10…60 мм выбираем оптимальную степень парциальности _opt (см. таблицу 2, 3), откуда принимаем _opt = 0,152.

Таблица 2 -- Расчёт двухвенечной ступени скорости

Параметр	Ед. изм.	Числовое значение
Расход пара G0	кг/с	6,229
Частота вращения ротора nс	с-1	50
Параметры пара перед соплами:
- давление p'0;	МПа	3,800
- температура t0;	єC	432,850
- энтальпия i0.	кДж/кг	3291,285
Характеристическое отношение х		0,25
Средний диаметр d	м	1
Окружная скорость u = р•d•nс	м/с	157,080
Условная скорость Со = u/х	м/с	628,320
Изоэнтропийный перепад энтальпий в ступени hоI=Со2/(2•103)	кДж/кг	197,393
Параметры пара за ступенью:
- давление p21;	МПа	1,920
- удельный объём v2t.	м3/кг	0,139
Отношение давлений:
- П = p21/p'о	-	0,505
- Пкр = (2/(к+1))к/(к-1)	-	0,546
к перегретого пара	-	1,3
Давление пара в критическом сечении pкр=Пкр• p'о	МПа	2,075
Удельный объём пара в критическом сечении vкр1	м3/кг	0,131
Скорость пара в критическом сечении сопла скр=(к• pкр• vкр1)1/2	м/с	594,451
Опытный коэффициент расхода цр	-	0,97
Площадь проходного сечения f11=G•v/(0,97•с)	м2	0,001421
Синус угла	-	0,199
Произведение •l11=f11/(р•d•sin•б11)	м	0,002273

Таблицы 3

Параметр	Ед. изм.	Числовое значение
		1	2	3	4	5	6	7	8	9
Степень парциальности е	-	0,227	0,175	0,152	0,126	0,095	0,078	0,065	0,051	0,038
Высота лопаток:
а) сопел l11=е?l11•103/е	мм	10,00	13,00	15,00	18,00	24,000	29,000	35,000	45,000	60,000
б) I рабочего венца l21=а•l11 (а=1,21)	мм	12,10	15,73	18,15	21,70	29,040	35,090	42,350	54,450	72,600
в) направляющего аппарата l12=b•l21 (b=1,15)	мм	13,915	18,090	20,873	25,047	33,396	40,354	48,703	62,618	83,490
г) II рабочего венца l22=с•l12 (с=1,14)	мм	15,863	20,622	23,795	28,554	38,071	46,003	55,521	71,384	95,179
Окружной КПД ступени зu	-	0,7432	0,7432	0,7432	0,7432	0,7432	0,7432	0,7432	0,7432	0,7432
Поправочный коэффициент на средний диаметр Кd	-	1,010	1,010	1,010	1,010	1,010	1,010	1,010	1,010	1,010
Поправочный коэффициент на толщину выходной кромки профиля сопловой лопатки Кs	-	0,998	0,998	0,998	0,998	0,998	0,998	0,998	0,998	0,998
Поправочный коэффициент на высоту лопатки Кl	-	0,9510	0,9684	0,9785	0,9874	0,9982	1,0034	1,0081	1,0142	1,0214
Окружной КПД ступени с учётом поправок з'u =зu•Кd•Кs•Кl	-	0,712	0,725	0,733	0,740	0,748	0,752	0,755	0,760	0,765
Окружной тепловой перепад в ступени h'u=з?u'•hoI	кДж/кг	140,627	143,200	144,694	146,010	147,607	148,376	149,071	149,973	151,038
Осевая ширина профиля лопаток:
а) сопел В11	мм	30,00	30,00	30,00	30,00	30,00	30,00	30,00	30,00	30,00
б) I рабочего венца В21	мм	25,00	25,00	25,00	25,00	25,00	25,00	25,00	25,00	25,00
в) направляющего аппарата В12	мм	25,00	25,00	25,00	25,000	25,000	25,00	25,00	25,00	25,00
г) II рабочего венца В22	мм	25,00	25,00	25,000	25,000	25,000	25,00	25,00	25,00	25,00
В=(В21+В22)/2	м	0,025	0,025	0,025	0,025	0,025	0,025	0,025	0,025	0,025
l=(l21+l22)/2	м	0,014	0,018	0,021	0,025	0,034	0,041	0,049	0,063	0,084
Коэффициент С=(750•В-2,5)•102	-	1625,0	1625,0	1625,0	1625,0	1625,000	1625,0		1625,0	1625,0
Неактивная дуга, закрытая кожухом ек=0,9•(1-е)	-	0,695	0,743	0,764	0,786	0,815	0,829	0,842	0,855	0,866
Мощность, затрачиваемая на трение и вентиляцию ? Nтв	кВт	57,622	65,158	70,804	80,114	101,433	121,643	148,510	198,965	286,356
Потеря энергии на трение и вентиляцию ? hтв= ? Nтв/Gо	кДж/кг	9,251	10,460	11,367	12,861	16,284	19,528	23,842	31,942	45,971
Потеря энергии на концах сегментов сопел ?hсегм=0,11•(В21•l21+ +В22•l22)•х• (h'u -?hтв)•zсс/f11 (zсс=1)	кДж/кг	1,778	2,335	2,706	3,243	4,265	5,057	5,931	7,188	8,531
Использованный внутренний теплоперепад в ступени hil=h'u- ?hтв- ?hсегм	кДж/кг	129,599	130,405	130,621	129,905	127,058	123,791	119,298	110,844	96,535
Относительный внутренний КПД ступени зoil=hil/hol	-	0,657	0,661	0,662	0,658	0,644	0,627	0,604	0,562	0,489
Внутренняя мощность ступени Nil=Go•hil	кВт	807,271	812,292	813,636	809,180	791,444	771,094	743,107	690,445	601,319

20. Высота лопаток:

а) сопел ;

б) I рабочего венца ;

в) направляющего аппарата ;

Рисунок 1 -- Зависимость относительного внутреннего КПД ступени_oiI от парциальности регулирующей ступени

г) II рабочего венца ,

где коэффициенты a, b и c из таблицы 1.

21. Окружной КПД ступени по опытным данным _u = 0,7432 (см. рисунок 2).

Рисунок 2 -- Зависимость окружного КПД _u от отношения давлений p'₀ / p_2I

22. Поправочный коэффициент на средний диаметр K_d=1,010 (см. рисунок 3).

Рисунок 3 -- Поправочный коэффициент K_d двухвенечной ступени скорости

23. Поправочный коэффициент на толщину выходной кромки профиля сопловой лопатки K_S = 0,998 (см. рисунок 4).

Рисунок 4 -- Поправочный коэффициент K_S двухвенечной ступени скорости типа КС-А: S=0,6 мм.

24. Поправочный коэффициент на высоту лопатки K_l = 0,9785 (см. рисунок 5).

25. Окружной КПД ступени с учётом поправок



Рисунок 5 -- Поправочный коэффициент Kl двухвенечной ступени скорости типа КС-А: S=0,6 мм

.

26. Окружной тепловой перепад в ступени

.

27. Коэффициент

.

28. Неактивная дуга, закрытая кожухом,

.

29. Мощность, затрачиваемая на трение и вентиляцию,

.

30. Потери энергии на трение и вентиляцию

.

31. Потеря энергии на концах сегментов сопел

.

32. Использованный внутренний тепловой перепад в ступени

.

33. Относительный внутренний КПД ступени

.

34. Внутренняя мощность

.

2.7 Выбор расчётного варианта регулирующей ступени

Определяем ориентировочную степень парциальности при максимальном расходе пара

где N_Э и N_ном -- мощность турбины, соответственно, расчетная и номинальная;

v_2t и v_2tном -- удельный объем пара в конце процесса расширения при давлениях в камере регулирующей ступени, соответственно, p_2I и p_2Iном;

h_0i и h_0iном -- изоэнтропийный перепад энтальпий от p'₀ соответственно до p_2I и p_2Iном.

Номинальное давление в камере регулирующей ступени

.

Определяем число сопел регулирующей ступени

сопел,

где t₁₁ -- шаг сопловой решетки на среднем диаметре d регулирующей ступени;

Z_сmax -- округляется до ближайшего большего целого числа.

Число регулирующих клапанов с экономической точки зрения целесообразно брать возможно больше, хотя это усложняет конструкцию турбины. Принимаем для проектируемой турбины число регулирующих клапанов z_рк = 4.

2.8 Треугольники скоростей и потери в решётках регулирующей ступени

В формулах ниже обозначено:

, _н, ₁, ₂ -- коэффициенты скорости соответственно соплового и направляющего аппаратов, первого и второго венцов рабочих лопаток, которые определяются по опытным данным, представленным на рис. 6 и 7;

Рисунок 6 -- Зависимость коэффициента от скорости истечения с₁₁ для двухвенечной ступени скорости

= ₁+_н+₂ = 0,02+0,04+0,05 = 0,11;

₁,_н, ₂ -- степень реактивности соответственно ступени, направляющего аппарата, первого и второго венцов рабочих лопаток;

₁₁, ₁₂, ₂₁, ₂₂ -- эффективные углы выхода пара соответственно из соплового и направляющего аппарата, из первого и второго венцов рабочих лопаток для принятого типа ступени (см. таблицу 1).

По результатам расчета строим треугольники скоростей регулирующей ступени (рисунок 8) и тепловой процесс в i,s - диаграмме (рисунок 9).

Рисунок 7 -- Зависимость коэффициентов скорости лопаточных решёток двухвенечных ступеней скорости типа КС-А и КС-Б: 1 - ₁=f(w₂₁); 2 - _н=f(c₁₂); 3 - ₂=f(w₂₂)

Рисунок 8 -- Треугольники скоростей двухвенечной ступени скорости

Скорости c₁₁, w₂₁, c₁₂, w₂₂ сначала вычисляем при соответствующих коэффициентах , _н, ₁, ₂, равных единице. Затем по полученным значениям скоростей определяем коэффициенты по графикам на рис. 6 и 7.



Рисунок 9 -- Тепловой процесс регулирующей ступени в i,s - диаграмме

Абсолютная скорость истечения пара из сопел определяется по рисунку 6 при

 .

По рисунку 6 определяем при ,

Относительная скорость входа пара в рабочие каналы первого венца

.

Относительная скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца определяется по рисунку 7 при

По рисунку 7 определяем при ,

.

Абсолютная скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца

Абсолютная скорость выхода пара из каналов направляющего аппарата определяется по рисунку 7 при



По рисунку 7 определяем при ,

.

Относительная скорость входа пара в рабочие каналы второго венца

Относительная скорость выхода пара из рабочих каналов второго венца определяется по рисунку 7 при

По рисунку 7 определяем при ,

.

Абсолютная скорость выхода пара из рабочего колеса регулирующей ступени

Для двухвенечной ступени скорости определяются потери энергии в лопаточных решётках:

- в сопловом аппарате

- в первом венце рабочих лопаток

.

- в направляющем аппарате

.

- во втором венце рабочих лопаток

.

- потеря энергии с выходной скоростью

.

Окружной тепловой перепад в ступени

Окружной КПД ступени

Сравним

_u с '_u .

3. Нерегулируемые ступени

3.1 Типы нерегулируемых ступеней

Нерегулируемые ступени современных конденсационных паровых турбин можно разделить на три группы:

а) ступени высокого давления, работающие в области малых объемных расходов пара (в области повышенного давления);

б) ступени среднего давления или промежуточные ступени, в которых объемы пара достаточно велики;

в) ступени низкого давления, работающие, как правило, под вакуумом, где объемы пара достигают очень большой величины.

В современном паротурбостроении активные и реактивные турбины средних и больших мощностей получили равное распространение. Только при малых мощностях, когда приходится выполнять турбины с парциальным подводом пара в ступенях высокого давления, реактивная конструкция оказалась непригодной. Для больших турбин, как с точки зрения эксплуатации, так и в отношении экономичности оба типа турбин практически равноценны. Если, с одной стороны, в реактивных ступенях условия обтекания рабочих решеток несравненно лучше, чем в активных, то, с другой стороны, к.п.д. реактивной ступени сильно зависит от утечек через внутренние зазоры ступени. Кроме того, в реактивной турбине обычно разгрузочный диск (поршень или думисс) большого диаметра, являющийся частью переднего уплотнения, и к.п.д. турбины снижается из-за увеличенных утечек через переднее уплотнение. Все это приводит в конечном итоге к примерно равной экономичности обоих турбин.

Технология изготовления каждого из этих типов имеет свои особенности. В соответствии с типом турбин, которые получили распространение на том или ином заводе, применяется специализированное оборудование, оснастка, приспособления. Поэтому каждый завод придерживается той или другой конструкции.

Выполнение активных ступеней целесообразно в области целых расходов, то есть в ступенях высокого давления, где существенно сказываются потери на утечках. Наоборот, в области низких давлений, где удельные объемы пара велики и соответственно высота лопаток и веерность ступени значительны, преимущество имеют реактивные ступени. Ступени низкого давления современных активных паровых турбин выполняются со значительной реакцией, которая часто для последней ступени на средней окружности достигает 0,6 и более.

3.2 Ориентировочные параметры последней ступени

Площадь, ометаемая рабочими лопатками последней ступени f_z=•d_z•l_z; уравнение неразрывности для последней ступени в упрощенной форме G_k•v_k=f_z•c_2z; осевая составляющая абсолютной скорости выхода потока из последней ступени c_2z=c₂•sin₂; угол выхода потока из последней ступени желательно обеспечить ₂=90; тогда sin₂=1 и c₂=c_2z; выходная кинетическая энергия соответствует скорости С₂ за последней ступенью турбины h_c2=0,5•c₂², желательно h_c2(0,01…0,03)•H₀. Следовательно, . Коэффициент _в.с. принимаем равным 0,010.

После простых преобразований получим средний диаметр последней ступени

,

где G_к - расход пара через последнюю ступень;

v_к - удельный объем пара за рабочим колесом последней ступени;

d_z/l_z = 6,450 - втулочное отношение, принимаем по конструктивным соображениям.

Скорость пара на выходе из ступени

.

Окружная скорость u_z = •d_z•n_c = 1,34750 = 211,586 м/с.

Степень реактивности

_z = 1-(1-_z')(1-(l_z/d_z))² = 1-(1-0,03)(1-1/6,450)² = 0,307,

где _z' = 0,03 - реактивность у корня последней ступени [1, страница 38].

Для ориентировочных расчетов последней ступени принимаем

,

где

.

Принимаем характеристический коэффициент x_z,opt = 0,500, исходя из конструктивных соображений.

Тепловой перепад, срабатываемый в последней ступени, вычисляется по формуле

h_0z = 0,5u_z²x_z^-2 = 0,5211,586 ²0,500^-2 = 89,537 кДж/кг.

3.3 Ориентировочные параметры первой нерегулируемой ступени

Основной задачей проектирования первой и последних ступеней высокого давления является обеспечение достаточной высоты направляющих лопаток, при которой достигается наибольшая экономичность.

Воспользуемся уравнением неразрывности для соплового аппарата первой ступени G₁v ₁ = f₁с_1t.

Для предварительной оценки параметров первой ступени допускается определять G₁ по формуле

G₁ = 0,98G₀ = 0,986,229 = 6,104 кг/с.

Площадь проходных сечений сопел диафрагмы первой ступени

f₁ = d₁l ₁sin₁,

где d₁ - средний диаметр ступени, м;

l₁ - высота сопловой лопатки, м;

- степень парциальности впуска пара;

₁ - угол выхода из сопел диафрагмы;

с_1t - абсолютная теоретическая скорость истечения из сопел диафрагмы, м/с.

или .

В этом выражении характеристический коэффициент х для первых ступеней целесообразно выбирать равным или меньше х_opt, так как при изменении нагрузки турбины режимный коэффициент х первых ступеней конденсационных турбин практически не изменяется. Тогда

,

где - степень реактивности [1, страница 39].

Произведение

Тогда

.

Т.к. l₁16 мм, то выполняем первую нерегулируемую ступень с парциальным впуском пара.

Высоту лопатки принимаем равной

Тогда парциальность

Известно, что с введением парциальности в ступени появляются специфичные потери энергии (на вентиляцию и на концах сегментов сопел), которые приводят к соответствующему снижению по сравнению с коэффициентом полноподводной ступени . Для учета этого влияния введем следующую эмпирическую зависимость, аппроксимирующую опытную функцию:

С учетом влияния парциальности на x

Т. к. мы не получили принятую высоту лопатки то подбираем нужную парциальность , при которой и

Тогда с учетом потерь от введения парциальности

По принятым значениям d₁ и n вычисляется окружная скорость на средней окружности первой ступени

u₁ = d₁n_c = 0,9550 = 149,226 м/с.

Перепад энтальпий

h₀ = C₀²/2 = 0,5u²x^-2 = 0,5149,226²0,450^-2 = 54,984 кДж/кг.

3.4 Ориентировочные параметры промежуточных ступеней давления. Формирование проточной части нерегулируемых ступеней

Характерным для формирования проточной части является закон изменения средних диаметров нерегулируемых ступеней, при котором на 1/3 длины ротора, занятой ступенями высокого давления, они практически постоянные; на второй трети, занятой ступенями среднего давления, - увеличиваются примерно на (d_(z)-d₍₁₎)/3; в ступенях низкого давления диаметры увеличиваются приблизительно ещё на 2(d_(z)-d₍₁₎)/3. Для выполнения дальнейших предварительных расчётов ступеней давления принятый закон изменения средних диаметров ступеней вдоль проточной части проектируемой турбины наносится на отдельную диаграмму, где по оси абсцисс откладывается в некотором масштабе длина ротора между крайними нерегулируемыми ступенями.

Для определения числа нерегулируемых ступеней необходимо также задать закон изменения режимных параметров x и h₀ вдоль проточной части проектируемой турбины. Принимаю закон изменения x₁=const от первой ступени до L/2, а далее возрастание до x_z последней ступени по плавной, практически прямой линии (см. рисунок 10).

Рисунок 10 -- Изменение конструктивных и режимных параметров нерегулируемых ступеней вдоль проточной части турбины

Располагаемый перепад энтальпий промежуточных ступеней давления с учётом коэффициента использования выходной кинетической энергии можно вычислить по формуле

h₀ = 0,5К₀б²n²d²/x²,

где К₀ - коэффициент (для первой ступени К₀=1, для промежуточных ступеней К₀ = 0,92…0,96).

По этой формуле вычисляем тепловые перепады для точек 1 и z, а также для 11 промежуточных точек, подставляя значения d и x с графиков, представленных на рисунке 10 (кривые x и d). Полученные теплоперепады наносим на диаграмму рисунка 10 и соединяем плавной линией, иллюстрируя закон изменения располагаемых тепловых перепадов в нерегулируемых ступенях вдоль проточной части.

h₀₍₁₎=0,51²50²0,950²/0,450² = 54,983 кДж/кг;

h_0(z)=0,50,96²50²1,347²/0,500² = 85,956 кДж/кг;

h₀₍₂₎=0,50,96²50²0,950²/0,450² = 52,784 кДж/кг;

h₀₍₃₎=0,50,96²50²0,950²/0,450² = 52,784 кДж/кг;

h₀₍₄₎=0,50,96²50²0,950²/0,450² = 52,784 кДж/кг;

h₀₍₅₎=0,50,96²50²0,950²/0,450² = 52,784 кДж/кг;

h₀₍₆₎=0,50,96²50²0,983²/0,450² = 56,515 кДж/кг;

h₀₍₇₎=0,50,96²50²1,016²/0,450² = 60,373 кДж/кг;

h₀₍₈₎=0,50,96²50²1,049²/0,458² = 62,130 кДж/кг;

h₀₍₉₎=0,50,96²50²1,082²/0,467² = 63,577 кДж/кг;

h₀₍₁₀₎=0,50,96²50²1,148²/0,475² = 69,180 кДж/кг;

h₀₍₁₁₎=0,50,96²50²1,215²/0,483² = 74,944 кДж/кг;

h₀₍₁₂₎=0,50,96²50²1,281²/0,492² = 80,288 кДж/кг.

3.5 Число нерегулируемых ступеней давления и распределение теплового перепада между ними

Число нерегулируемых ступеней давления и распределение теплового перепада между ними проводится графо-аналитическим методом. При этом определяется осредненный по проточной части тепловой перепад h_0(ср).

Для этого, используя ранее найденные h_0(i), определяем h_0(ср)

Число нерегулируемых ступеней давления z зависит, главным образом, от величины срабатываемого в них общего теплового перепада

H_о(сд) = H₀ (1+)-h_о1=1189,928(1+0)-197,393 = 992,535 кДж/кг,

где - коэффициент возврата тепла (в первом приближении = 0).

Величина Н₀ зависит от начальных и конечных параметров пара, h_оI - от типа регулирующей ступени и принятых для нее расчетных значений d и х.

z'= H_о(сд)/h_0(ср) = 992,535/62,384 = 15,910.

Полученный результат z' округляется до ближайшего целого числа z = 16 ступеней и по нему определяется коэффициент возврата тепла

= K_t (1-_0i) H₀ (z-1)/z = 3,210^-4(1-0,794)1189,928(16-1)/16 = 0,074.

С учетом коэффициента возврата тепла уточняем H_0(сд)

H_о(сд) = 1189,928(1+0,074) - 197,393 = 1080,590 кДж/кг.

Далее уточняем z

z=H_о(сд)/h_0(ср)=1080,590/62,384=17,322(до ближайшего целого числа), z = 17 ступеней.

Для определения влияния числа ступеней на к.п.д. турбины необходимо определить характеристический коэффициент X (аналог коэффициента x отдельной ступени) по формуле:

.

Для вычисления этого коэффициента на данной стадии проектирования базу L разделяем на (z-1) равных отрезков, получив на их границах соответственно точки 1, 2, 3, …, (z-1), z, отвечающие номерам нерегулируемых ступеней (см. рисунок 10).

Для каждой из ступеней в указанной точке на кривой d находим средние диаметры, а по ним и известной частоте вращения ротора вычисляем окружные скорости.

u₁ = рd₁n = р 0,95050 = 149,226 м/с;

u₂= р d₂ n = р 0,95050 = 149,226 м/с;

u₃ = р d₃n = р 0,95050 = 149,226 м/с;

u₄ = р d₄n = р 0,95050 = 149,226 м/с;

u₅ = р d₅n = р 0,95050 = 149,226 м/с;

u₆ = р d₆n = р 0,96850 = 150,482 м/с;

u₇ = р d₇n = р 0,98150 = 154,095 м/с;

u₈ = р d₈n = р 1,00450 = 157,708 м/с;

u₉ = р d₉n = р 1,027 50 = 161,321 м/с;

u₁₀ = р d₁₀n = р 1,05150 = 165,091 м/с;

u₁₁ = р d₁₁n = р 1,07450 = 168,704 м/с;

u₁₂ = р d₁₂n = р 1,11350 = 174,830 м/с;

u₁₃ = р d₁₃n = р 1,15950 = 182,055 м/с;

u₁₄ = р d₁₄n = р 1,20650 = 189,438 м/с;

u₁₅ = р d₁₅n = р 1,25350 = 196,821 м/с;

u₁₆ = р d₁₆n = р 1,30050 = 204,204 м/с;

u₁₇ = р d₁₇n = р 1,34750 = 211,586 м/с.

Следовательно

.

Полученное значение X позволяет оценить относительный эффективный к.п.д. проектируемой турбины б_oe с помощью графика б_oe = f(X) (рисунок 11). В результате получаем б_oe = 0,865.

Рисунок 11 - Зависимость относительного эффективного КПД турбины от характеристического коэффициента x

Сумму предварительных тепловых перепадов, включающую и теплоперепад регулирующей ступени сравниваем с величиной Н₀ (1+?), и определяем разность

Эту разность делим на число нерегулируемых ступеней

кДж/кг.

Определяем окончательно теплоперепады по формуле

.

Полученные параметры занесены в таблицу 4.

Таблица 4 - Предварительные параметры нерегулируемых ступеней турбины

Номер ступени Z	Параметры ступеней
	Средний диаметр ступени d, м	Окружная скорость u, м/с	Предварительный теплоперепад, кДж/кг	, кДж/кг	Окончательный теплоперепад , кДж/кг	Характеристический коэффициент Х
1	0,95	149,226	54,983	0,168	55,151	0,45
2	0,95	149,226	52,784	0,168	52,952	0,45
3	0,95	149,226	52,784	0,168	52,952	0,45
4	0,95	149,226	52,784	0,168	52,952	0,45
5	0,95	149,226	52,784	0,168	52,952	0,45
6	0,958	150,482	53,677	0,168	53,845	0,45
7	0,981	154,095	56,285	0,168	56,453	0,45
8	1,004	157,708	58,955	0,168	59,123	0,45
9	1,027	161,321	60,873	0,168	61,041	0,453
10	1,051	165,091	62,096	0,168	62,264	0,459
11	1,074	168,704	63,181	0,168	63,349	0,465
12	1,113	174,830	66,135	0,168	66,303	0,471
13	1,159	182,055	70,216	0,168	70,384	0,476
14	1,206	189,438	74,145	0,168	74,313	0,482
15	1,253	196,821	78,081	0,168	78,249	0,488
16	1,300	204,204	82,019	0,168	82,187	0,494
17	1,347	211,586	85,956	0,168	86,124	0,500

3.6 Детальный тепловой расчёт нерегулируемых ступеней давления

Детальный тепловой расчет нерегулируемых ступеней выполняется последовательно ступень за ступенью, начиная с первой. Он состоит из трех основных этапов для каждой нерегулируемой ступени: расчет направляющих лопаток, расчет рабочих лопаток и определение потерь энергии, относительного внутреннего к.п.д. и внутренней мощности ступени. Только после того, как определены все конструктивные и режимные параметры, установлена приемлемость их значений, построен эскиз проточной части первой ступени и найдены параметры пара за ней, можно приступить к расчету второй ступени и т.д.

3.6.1 Расчёт направляющих лопаток первой нерегулируемой ступени

1.Средний диаметр d₁ = 0,95 м;

2.Тепловой перепад h_i1 = 55,151 кДж/кг;

3.Характеристический коэффициент х = 0,45;

4.Частота вращения n_c = 50 c^-1;

5.Окружная скорость u = •d₁•n_с = •1,050•50 =149,226 м/с;

6.Расход пара через ступень

G_i = G_(i-1) - ?G_пу - G_отб = 6,229-0,204-0 = 6,025 кг/с,

где ?G_пу- отбор пара через переднее уплотнение

7.Давление пара p_0i = 1,920 МПа;

8.Удельный объем пара перед ступенью v_0i = 0,147 м³/кг;

9.Энтальпия пара перед ступенью i_0i = 3160,664 кДж/кг;

10. Выходная кинетическая энергия пара, покидающего предыдущую ступень, ?h_c2(i-1) = 3,792 кДж/кг;

11.Коэффициент использования выходной кинетической энергии из предыдущей ступени м_i = 0;

12.Доля кинетической энергии, используемая в ступени,

м_i?h_c2(i-1) = 03,792=0 кДж/кг;

13.Полные параметры пара перед ступенью:

а) энтальпия i₀^*=i₀+м_i?h_c2(i-1) = 3160,664+0 = 3160,664 кДж/кг;

б) давление p₀^* = 1,920 МПа;

в) температура t₀* = 359С;

г) удельный объем v₀^* = 0,147 м³/кг.

14.Полный изоэнтропийный перепад энтальпий

h₀ = h_0(i)+м_i?h_c2(i-1) = 55,151+0 = 55,151 кДж/кг;

15.Параметры пара за ступенью при изоэнтропийном расширении:

а) давление p₂ = 1,573 МПа;

б) удельный объем v'_2t = 0,172 м³/кг.

16.Высота направляющей лопатки (предварительное значение)

l_(i)?l_(i-1) = 0,012 м;

17. Степень реактивности у корня ступени с' = 0,010;

18.Степень реактивности на средней окружности

с = 1-(1-с')(1-l₁/d₁)2 = 1-(1-0,010)(1-0,012/0,95)² = 0,035;

19.Тепловой перепад в направляющем аппарате

h₁^* = (1-с)h₀ = (1-0,035) 55,151 = 53,229 кДж/кг;

20.Параметры за направляющим аппаратом:

а) энтальпия i_1t = i₀-h₁^* = 3160,664-53,229 = 3107,435 кДж/кг;

б) давление ;

в) удельный объем ;

г) сухость пара х_1t = 1.

21. Абсолютная теоретическая скорость пара при истечении из направляющего аппарата

22. Показатель в уравнении изоэнтропы:

а) для сухого пара к = 1,3;

б) для влажного пара к = 1,035+0,1х.

23.Скорость звука на выходе из направляющего аппарата

24.Число Маха M = c_1t /а₁ = 326,279 /602,868 = 0,550;

25.Отношение давлений П = р₁/р₀^* = 1,584/1,920 = 0,825;

26.Эффективный угол выхода из направляющего аппарата (принимаем) б₁ = 11 град;

27.Хорда профиля направляющей лопатки

b₁ = 0,0625 м;

28.Отношение b₁/l₁ = 0,0625/0,012 = 5,208;

29.Коэффициент скорости

30. Абсолютная действительная скорость пара при истечении из направляющего аппарата c₁ = цc_1t = 0,911326,279 = 297,339 м/с;

31.Потеря энергии в направляющей решетке

?h₁ = (1-ц²)h₁* = (1-0,911²) 53,229 = 9,024 кДж/кг;

32.Параметры пара за направляющим аппаратом

а) энтальпия i₁ = i_1t+Дh₁ = 3107,435+9,024 = 3116,459 кДж/кг;

б) удельный объем v₁ = 0,234 м³/кг.

33.Критическое отношение

;

34.Параметры пара в критическом сечении направляющего аппарата:

а) давление p_кр1=П_кр1p₀^*;

б) удельный объем ;

Не определяем, так как П>П_кр1;

35.Скорость пара в критическом сечении не вычисляем, так как П>П_кр1;

36. Угол выхода пара из направляющего аппарата с учетом отклонения потока в косом срезе сопла не вычисляем, так как сечение не критическое;

37.Угол выхода пара из направляющего аппарата с учетом отклонения потока в косом срезе сопла д_1к.с.=б₁^*-б₁?4…5?;

38.Параметры диафрагменных уплотнений (принимаются):

а) диаметр d_y = 0,370 м;

б) зазор д_у = 0,00020 м;

в) число гребней z_y = 8 шт;

г) коэффициент расхода м_у = 0,688;

д) поправочный коэффициент k_у = 1;

39.Расход пара через диафрагменное уплотнение

40. Расход пара через направляющую решетку

G₁ = G_i-?G'_y = 6,025-0,115 = 5,910 кг/с;

41.Коэффициент расхода направляющей решетки м₁

м₁ = 0,985-0,0058b₁/l₁ = 0,985-0,00585,208 = 0,955;

42.Поправочный коэффициент к_м=м^(вл)/м^(пл)=1 (по опытным данным);

43.Площадь проходных сечений направляющей решетки при П>П_кр

f₁ = G₁v_1t /м₁c_1tк_м = 5,9100,171/0,955326,2791 = 0,0032 м²;

44.Площадь проходных сечений направляющей решетки при П?П_кр f₁=G₁v_кр1 /м₁c_крк_м не вычисляем, так как сечение не критическое;

45.Произведение еl₁ = f₁/рd₁sinб₁ = 0,0032/ р 0,950sin11є= 0,0057 м;

46.Степень парциальности е = 0,475;

47.Высота направляющей лопатки l₁ = (еl₁)/е = 0,012 м;

48. Диаметр корневого обвода d₁' = d₁-l₁ = 0,950-0,012 = 0,938 м;

49.Относительный шаг направляющей решетки ( по опытным данным);

50.Шаг направляющей решетки t=b₁ = 0,750,0625 = 0,0469 м;

51.Числонаправляющихлопаток

z₁=рd₁е/t=р0,9500,475/0,0469 = 30 шт.

3.6.2 Расчёт рабочих лопаток 1-ой ступени

52. Относительная скорость входа пара в рабочую решетку

53.Отношение скоростей u₁/c₁ = 149,226/297,339 = 0,502;

54.Угол входа пара в рабочую решетку

в₁ = arctg(sinб₁/(cosб₁-u₁/c₁)) = arctg(sin11?/(cos11?-0,502)) = 21,689?;

55. Полные параметры пара в относительном движении перед рабочим колесом:

а) энтальпия i₁^* = i₁+(W₁²/2) = 3116,459+(153,514²/2) = 3128,242 кДж/кг;

б) давление p_1w^* = 1,654 МПа.

56.Тепловой перепад срабатываемый в рабочем колесе

h₂ = сh₀ = 0,03555,151 = 1,922 кДж/кг;

57.Параметры пара за рабочим колесом при изоэнтропийном расширении:

а) энтальпия i_2t = i₁-h₂ = 3116,459-1,922 = 3114,537 кДж/кг;

б) давление p₂ = 1,573 МПа;

в) удельный объем v_2t = 0,173 .

58.Скорость звука за рабочей решеткой

59.Отношение давлений П₂ = p₂/p_1w^* = 1,573/1,654= 0,951;

60.Критическое отношение давлений ;

61.Параметры пара в критическом сечении рабочей решетки:

а) давление р_кр2=П_кр2р_1w^*;

б) удельный объём v_кр2 .

Так как П>П_кр, то указанные параметры пара не определяем;

62.Относительная скорость пара в критическом сечении

;

Не вычисляем, так как П>П_кр;

63. Относительная теоретическая скорость пара на выходе из рабочей решетки

64.Число Маха M_2t = w_2t /a₂ = 165,562/594,784 = 0,278;

65.Параметры периферийных зазоров проточной части ступени:

а) диаметр d₁'' = d₁+l₁ = 0,950+0,012 = 0,962 м;

б) осевой зазор (принимается) д₁ = 0,002;

в) коэффициент расхода открытого осевого зазора (принимается) м₀ =0,5;

г) радиальный зазор надбандажного уплотнения (принимается) д = 0,00143;

д) число гребней радиального надбандажного уплотнения (принимается) z_ру = 2;

е) коэффициент расхода надбандажного уплотнения (по опытным данным) м_у = 0,679;

ж) поправочный коэффициент (по опытным данным) К_у' = 1;

з) эквивалентный зазор

66.Степень реактивности в периферийном сечении ступени

с'' = 1-(1-с) (d₁/d₁'')² = 1-(1-0,035) (0,950/0,962)² = 0,059;

67.Утечка пара через периферийные зазоры ступени с бандажом

68.Утечка пара через периферийные зазоры ступени без бандажа - не считается;

69.Расход пара через рабочую решетку

G₂ = G-?G_y'' = 5,910-0,727 = 5,182 кг/с;

70.Угол поворота потока в рабочей решетке (предварительный)

;

71.Хорда профиля рабочей лопатки (предварительная) b₂ = 0,020 м (по прототипу);

72.Отношение b₂/l₁ = 0,020/0,012 = 1,677;

73.Коэффициент расхода рабочей решетки (по опытным данным)

74.Поправочный коэффициент К_м = 1 (по опытным данным);

75.Выходная площадь рабочей решетки при М_2t<1

76.Выходная площадь рабочей решетки при - не считается;

77.Перекрыша лопаток ступени (принимается):

?l = ?l'+?l'' = 0,001+0,0015 = 0,0025 м;

78.Высота рабочей лопатки по входной кромке:

l₂ = l₁+?l = 0,012+0,0025 = 0,0145 м;

79.Высота рабочей лопатки по выходной кромке l₂ (выбирается по условию плавности проточной части) l₂ = 0,0145 м;

80.Средний диаметр на выходе из рабочей решетки (принимается) d₂ = 0,9505 м;

81.Эффективный угол выхода рабочей решетки

в₂ = arcsin(f₂/рd₂l₂е) = arcsin(0,00582/ р 0,95050,01450,475) = 16,429є;

82.Учитывая этот угол (в₂), принимаем профиль рабочей лопатки из таблицы 6 [4] Р-26-17А;

83.Угол установки профиля в рабочей решетке

84.Относительный шаг рабочей решетки = 0,650;

85.Хорда профиля рабочей лопатки b₂ = 0,0257 м;

86.Шаг рабочей решетки t₂ = b₂ = 0,6500,0257 = 0,0167 м;

87.Число лопаток

88.Отношение b₂/l₂ = 0,0257/0,0145 = 1,772;

89.Угол поворота потока в рабочей решетке

?в = 180?-(в₁+в₂) = 180?-(21,689?+16,429?) = 141,882?;

90.Коэффициент скорости рабочей решетки

91.Относительная действительная скорость на выходе из рабочего колеса

w₂ = шw_2t = 0,917165,562 = 151,814 м/с;

92.Угол выхода потока из рабочей решетки с учетом отклонения в косом срезе каналов (при М_2t>1) - не считается;

93.Угол отклонения потока в косом срезе рабочего канала (при М_2t>1) - не считается;

94.Потеря энергии в рабочей решетке

?h₂ = (1-ш²)w_2t²/2 = (1-0,917²) 165,562²/2 = 2,182 кДж/кг;

95.Энтальпия пара за рабочим колесом с учетом потери

i₂ = i_2t+?h₂ = 3114,537+2,182 = 3158,75 кДж/кг;

96.Окружная скорость на средней окружности

u₂ = рd₂n = р 0,950550=149,304 м/с;

97.Абсолютная скорость выхода пара из рабочего колеса ступени

98.Угол выхода пара из рабочего колеса

б₂=arctg(sinв₂/(cosв₂-u₂/w₂))=arctg(sin16,429?/(cos16,429?-149,304/151,814))= -85,090?;

99.Условная изоэнтропийная скорость ступени



100.Характеристическое отношение ступени

х = u₂/C₀ = 149,304/332,117 = 0,450.

3.6.3 Определение потерь энергии, к.п.д. и внутренней мощности

101.Выходная кинетическая энергия потока, покидающего ступень

?h_c2 = C₂²/2 = 43,073²/2 = 0,928 кДж/кг;

102.Коэффициент использования выходной кинетической энергии в следующей ступени м_i = 0,940;

103.Доля выходной кинетической энергии, используемая в следующей ступени м_i?h_c2 = 0,940 0,928 = 0,872;

104.Окружной (лопаточный) перепад энтальпий в ступени

h_u = h₀-?h₁-?h₂-?h_c2 = 55,151-9,024-2,182-0,872 = 43,018 кДж/кг;

105.Располагаемый тепловой перепад в ступени

h_р = h₀- м_i?h_c2 = 55,151-0,872 = 54,279 кДж/кг;

106.Относительный окружной (лопаточный) к.п.д. ступени

з_u = h_u/h_p = 43,018/54,279 = 0,793;