Введение

Номинальная электрическая мощность, кВт

N_э

2500

Частота вращения, с^-1

n

50

Частота вращения, об/мин

n

3000

Давление пара перед турбиной, кгс/см²

P₀

35

Давление пара перед турбиной, МПа

P₀

3,5

Температура пара перед турбиной

t₀

435

Давление отработавшего пара, кгс/см²

P^’₂

10

Давление отработавшего пара, МПа

P^’₂

1

Экономическая мощность, кВт

N_эк=0,9∙N_э

2250

Скорость пара в выходном сечении выхлопного патрубка турбины, м/с

C_вп

50

Коэффициент сопротивления выхлопного патрубка

λ

0,07

Давление перед соплами регулирующей ступени при расчётном режиме, МПа

P^’₀=0,95∙P₀

3,325

Потеря давления в выходном патрубке, МПа

∆P=P^’₂∙λ∙(C_вп/100)²

0,0175

Давление за рабочими лопатками последней ступени, МПа

P₂= P^’₂+∆P

1,0175

Энтальпия, кДж/кг

h₀=f(P₀; t₀)

3303,612

Энтропия, кДж/(кг∙К)

S₀=f(P₀; t₀)

6,9593

Энтальпия, кДж/кг

h^’₂=f(P^’₂; S₀)

2960,445

Энтропия, кДж/(кг∙К)

S₂=f(P^’₀; h₀)

6,9820

Энтальпия, кДж/кг

h₂=f(P₂; S₂)

2976,725

Располагаемый теплоперепад идеальной турбины, кДж/кг

H^’_0ид= h₀- h^’₂

343,167

Располагаемый теплоперепад турбины, кДж/кг

H^’₀= h₀- h₂

326,887

Коэффициент дросселирования

η_др= H^’₀/ H^’_0ид

0,942

Внутренний относительный КПД

η^’_0i(принимаем)

0,8

Коэффициент выхода внутренней работы

η^’_ввр(принимаем)

1

Механический КПД турбины

η^’_м(принимаем)

0,98

КПД турбогенератора

η^’_r(принимаем)

0,97

Относительный электрический КПД

η^’_оэ= η_др∙ η^’_0i∙ η^’_ввр∙ η^’_м∙ η^’_r

0,716

Предварительный расчётный расход пара на турбину, кг/с

G= N_эк/( H^’_0ид∙ η^’_оэ)

9,16

Внутренний теплоперепад турбины, кДж/кг

H^’_i= H^’₀∙ η^’_0i

261,51

Коэффициент выходной потери последней ступени

ζ_в^ид(принимаем)

0,01288

Потеря с выходной скоростью, кДж/кг

H_BZ= H^’_0ид∙ζ_в^ид

4,42

Энтальпия пара за турбиной, кДж/кг

h_K=h₀- H^’_i

3042,102

Энтальпия пара в точке, кДж/кг

h_KZ= h_K- H_BZ

3037,682

Удельный объём пара V_kz, м³/кг

V_kz=f(P₂; h_KZ)

0,25033

Скорость пара на выходе из рабочей решётки последней ступени, м/с

c₂=(2000∙ H_BZ)^1/2

94,021

Отношение среднего диаметра последней ступени (d) к выходной длине лопатки последней ступени (l₂)

v=d/l₂(принимаем)

4

Диаметр последней ступени, м

d=(G∙ V_kz∙ v/(π∙ c₂))^1/2

0,176

Длина рабочих лопаток, м

l₂=d/v

0,044

Окружная скорость на среднем диаметре ступени, м/с

u=π∙d∙n

27,632

Окружная скорость на конце лопатки, м/с

u_В=u∙(d+l₂)∙d

1,07

Диаметр корневого сечения, м

d_K=d- l₂

0,132

Окружная скорость лопаток в корневом сечении, м/с

u_K=π∙ d_K∙n

20,724

Коэффициент скорости

φ(принимаем)

0,95

Угол, град

α₁(принимаем)

15

Располагаемый теплоперепад, перерабатываемый в турбинной ступени с наибольшей экономичностью, кДж/кг

H₀=2∙ u²_K/ φ²∙(cos α₁)²∙1000

1,033

Оптимальный диаметр корневого сечения ступени, м

d_K= φ∙ cos α₁∙(500∙H₀)^1/2/( π∙n)

0,132