Перспективная ПГУ на твердом биотопливе

Павел Нестеров

Перспективная ПГУ на твердом биотопливе

Данная выпускная бакалаврская работа посвящена оценке целесообразности использования твердого биотоплива в парогазовых установках (ПГУ), а так же разработке унифицированной паровой турбины для одноконтурной и двухконтурной схем ПГУ. С этой целью проведены расчеты принципиальной тепловой схемы ГТУ и тепловых схем одно- и двухконтурных ПГУ, проточной части паровой турбины, определение числа её ступеней, разбивка теплоперепадов по ступеням и определение основных характеристик паровой турбины, а так же поступенчатый расчет паровой турбины. Особое внимание в работе уделено наиболее нагруженной последней ступени ЧНД: с помощью программы DLP проведен расчет ступени с учетом изменения параметров по радиусу. Полученные результаты позволили выполнить 3D профилирование сопловых и рабочих лопаток последней ступени в программном комплексе Numeca и провести оценку статической прочности рабочей лопатки. В заключительной части работы приведена разработка 3D модели унифицированной паровой турбины. Работа выполнена на 83 листах, содержит 40 рисунков, 6 чертежей, 1 таблицу и 2 приложения.

Энергетика

Дипломы

Вуз: Национальный исследовательский университет "МЭИ" (ФГБОУ ВПО «НИУ «МЭИ»)

ID: 5f3401efcd3d3e0001b7ecf1

UUID: 39649320-bed9-0138-1833-0242ac180006

Язык: Русский

Опубликовано: больше 4 лет назад

Просмотры: 19

10.58

Павел Нестеров

Национальный исследовательский университет "МЭИ" (ФГБОУ ВПО «НИУ «МЭИ»)

Комментировать 0

Рецензировать 0

Скачать - 4,4 МБ

Поделиться работой

.; J• :маи �� f МИНОБРНАУКИРОССИИ федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования «Национальный исследовательский университет «МЭИ» Институт Энергомашиностроения и механики Паровых и газовых Кафедра турбин ЗАДАНИЕ НА ВЫПУСКНУЮ КВАЛИФИКАЦИОННУЮ РАБОТУ (бакалаврскую работу) 13 .03 .03 Энергетическое машиностроение Направление (код и наименование) Газотурбинные, паротурбинные Направленность (профиль) ... :-ановки и двигатели очная р�а обучения Те,1а: (очная/очно-заочная/заочная) ПГУ на твердом__ биотопливе ______Перспективная __,.__________ _________ �.:....._ В.аучный �о водитель -онсультант ·овсультант Зав. кафедрой 1f&_ С-04-15 Сту�ент подпись группа к.т.н. Нестеров П.М. фамилия и инициалы оховаО.М. доцен уч.степень должность уч.степень должность подпись фамилия и инициалы уч.степень должность подпись фамилия и инициалы д.т.н. уч.степень lесто выполнения работы ГОБОУВО «НИУ «МЭИ» Г ибинВ .Г. п ПИСЬ фамилия и инициалы кафедра Паровых и газовых турбин 2

СОДЕРЖАНИЕ РАЗДЕЛОВ ЗАДАНИЯ И ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ Содержание работы: 1. Выбор и расчет принципиальной тепловой схемы ГТУ при сжигании твердого биотоплива 2. Расчет ПГУ на базе ГТУ, работающая на твердом биотопливе 3. Тепловой расчет унифицированной паровой турбины 4. Расчет и 3D моделирование проточной части унифицированной паровой турбины Исходные данные: 1. Базой для сравнения была ГТУ PG6581В мощностью 44 МВт (изготовитель General Electric) на Челябинской ТЭЦ-1. Так же был задан примерный состав топлива. ПЕРЕЧЕНЬ ГРАФИЧЕСКОГО МАТЕРИАЛА Количество слайдов в презентации РЕКОМЕНДУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА 1. С.В. Цанев, В.Д. Буров, А.С. Земцова. Газотурбинные энергетические установки. – М.: Издательский дом МЭИ, 2011. - 428 с. 2. А.Г. Костюк, А.Е. Булкин, А.Д. Трухний. Паровые турбины и газотурбинные установки для электростанций. – М.: Издательский дом МЭИ, 2018. – 668 с. 3. Трухний А.Д. "Парогазовые установки электростанций"– М.: Издательский дом МЭИ, 2015. - 667 с. 4. R. Kehlhofer, R. Bachmann, H. Nielsen, J. Warner. Combinedcycle Gas&Steam turbine power plants. Second edition – 298 рр. 5. А.Г. Костюк. Динамика и прочность турбомашин. Издательский дом МЭИ 3-е издание, 2007. 3

АННОТАЦИЯ Данная выпускная бакалаврская работа посвящена оценке целесообразности использования твердого биотоплива в парогазовых установках (ПГУ), а так же разработке унифицированной паровой турбины для одноконтурной и двухконтурной схем ПГУ. С этой целью проведены расчеты принципиальной тепловой схемы ГТУ и тепловых схем одно- и двухконтурных ПГУ, проточной части паровой турбины, определение числа её ступеней, разбивка теплоперепадов по ступеням и определение основных характеристик паровой турбины, а так же поступенчатый расчет паровой турбины. Особое внимание в работе уделено наиболее нагруженной последней ступени ЧНД: с помощью программы DLP проведен расчет ступени с учетом изменения параметров по радиусу. Полученные результаты позволили выполнить 3D профилирование сопловых и рабочих лопаток последней ступени в программном комплексе Numeca и провести оценку статической прочности рабочей лопатки. В заключительной части работы приведена разработка 3D модели унифицированной паровой турбины. Работа выполнена на 83 листах, содержит 40 рисунков, 1 таблицу и 2 приложения. Графический материал: - тепловые схемы одноконтурной и двухконтурной ПГУ – 1 лист (формат А1); - Q-t диаграмма одноконтурной схемы ПГУ и h-s диаграмма процесса расширения пара – 1 лист (формат А2); - Q-t диаграмма двухконтурной схемы ПГУ и h-s диаграмма процесса расширения пара – 1 лист (формат А2); - распределение параметров по высоте лопатке – 1 лист (формат А1). - варианты схем ГТУ, работающей на твердом биотопливе – 1 лист (формат А1); - чертеж последней ступени ЧНД – 1 лист (формат А1). 4

СОДЕРЖАНИЕ ВВЕДЕНИЕ............................................................................................................. 7 1. ВЫБОР И РАСЧЕТ ПРИНЦИПИАЛЬНОЙ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ ГТУ ПРИ СЖИГАНИИ ТВЕРДОГО БИОТОПЛИВА.................................. 8 1.1. Анализ вариантов принципиальной тепловой схемы ГТУ .................... 8 1.2. Исходные данные ..................................................................................... 10 1.3. Расчет принципиальной тепловой схемы ГТУ ...................................... 11 2. РАСЧЕТ ПГУ НА БАЗЕ ГТУ, РАБОТАЮЩЕЙ НА ТВЕРДОМ БИОТОПЛИВЕ .................................................................................................... 18 2.1. Расчет одноконтурной схемы ПГУ......................................................... 18 2.2. Расчет двухконтурной схемы ПГУ ......................................................... 23 3. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ УНИФИЦИРОВАННОЙ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ ............................................................................................................ 29 3.1. Выбор параметров последней ступени и числа отсеков ...................... 29 3.2. Приближенный расчет паровой турбины для одноконтурной схемы ПГУ……………………………………………………………………………..31 3.3. Технико-экономические показатели одноконтурной схемы ПГУ ...... 34 3.4. Приближенный расчет паровой турбины для двухконтурной схемы ПГУ……………………………………………………………………………..35 3.5. Технико-экономические показатели двухконтурной схемы ПГУ ...... 38 3.6. Расчет числа ступеней и распределения теплоперепада по ступеням унифицированной паровой турбины, при использовании одноконтурной схемы ПГУ .......................................................................................................... 39 3.6.1. Расчет первой и последней ступени ЧВД, распределение теплоперепада по ступеням ЧВД .................................................................. 39 3.6.2. Расчет первой и последней ступени ЧНД, распределение теплоперепада по ступеням ЧНД .................................................................. 45 4. РАСЧЕТ И 3D МОДЕЛИРОВАНИЕ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ УНИФИЦИРОВАННОЙ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ ........................................ 50 4.1. Поступенчатый расчет унифицированной паровой турбины, при использовании одноконтурной схемы ПГУ .................................................... 50 4.2. Разработка 3D модели лопаточного аппарата унифицированной паровой турбины ................................................................................................ 52 4.2.1. Разработка 3D модели лопаточного аппарата ЧВД........................... 52 5

4.2.2. Разработка 3D модели лопаточного аппарата ЧНД .......................... 54 4.2.3. Разработка 3D модели лопаточного аппарата последней ступени .. 57 4.2.3.1. Расчет последней ступени с учетом изменения параметров по радиусу……………………………………………………………………..56 4.2.3.2. Профилирование лопаточного аппарата последней ступени ..62 4.2.3.3. Расчет последней ступени на растяжение . ................................64 4.2.3.4. Расчет последней ступени на изгиб .......................................... 67 4.3. Разработка 3D модели проточной части унифицированной паровой турбины . ..............................................................................................................76 ЗАКЛЮЧЕНИЕ . ..................................................................................................80 СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ . ................................................................................81 ПРИЛОЖЕНИЯ ................................................................................................. 82 6

ВВЕДЕНИЕ В настоящее время на предприятиях различных отраслей промышленности Российской Федерации ежегодно образуются миллионы тонн твердых отходов, которые содержат существенный энергетический потенциал. Эти отходы могут использоваться для получения биотоплива, например, пеллетов, производимых из древесины. Не менее важной задачей является создание экономичных установок, использующих твердое биотопливо. Перспективным направлением с этой точки зрения представляется использование парогазовых технологий. Так же необходимо определить возможные схемные решения газотурбинной установки, работающей на твердом биотопливе, так как ГТУ, на базе которых создаются парогазовые установки, пока могут работать либо на природном газе, либо на легких сортах жидкого топлива. В связи с этим, была поставлена цель, создание ПГУ в которой возможно использовать более дешевые сорта топлива по сравнению с природным газом. Условно бакалаврскую работу можно разделить на расчетную и графическую часть. В расчетной части представлены: расчет тепловых схем ГТУ и ПГУ, проточной части унифицированной паровой турбины, а так же расчет последней ступени с учетом изменения параметров по радиусу. Кроме того проведены расчеты на прочность спрофилированного рабочего лопаточного аппарата последней ступени части низкого давления. Расчеты выполнялись с помощью программных пакетов MathCAD, WaterSteamPRO, DLP и EXEL. Разработка проточной части унифицированной паровой турбины проводилась с помощью комплексов Numeca, SolidWorks, AutoCAD и КОМПАС-3D. 7

Глава I Выбор и расчет принципиальной тепловой схемы ГТУ при сжигании твердого биотоплива 1.1. Анализ вариантов принципиальной тепловой схемы ГТУ Рисунок 1.1. Схема ГТУ с выносной камерой сгорания и теплообменником Вариант схемы на рис. 1.1 предполагает полное исключение возможности попадания в проточную часть турбины твердых частиц. Такое решение заключается в использовании рекуперативного теплообменника, в котором воздух после компрессора нагревается от продуктов сгорания, поступающих в него из выносной камеры сгорания. В данном варианте рабочим телом в турбине является горячий воздух. Растут размеры камеры сгорания, так как воздух для процесса горения поступает после расширения в газовой турбине. Следующий вариант схемы на рис. 1.2 как и в «классическом» исполнении ГТУ, предполагает расширение в газовой турбине продуктов сгорания, образующихся при сжигании в КС горючего газа, полученного путем газификации твердого топлива. Однако такой путь ведет к существенному увеличению стоимости установки и затрат на собственные нужды на 10-20%. 8

Рисунок 1.2. Схема ГТУ с газификатором Вариант схемы на рис. 1.3 который и будет в дальнейшем рассчитываться, предполагает использование выносной КС с топочными устройствами вихревого циклонного типа, после которой продукты сгорания направляются в сепараторы инерционного типа, что позволяет снизить содержание твердых частиц на 95-98%. В этом случае одной из основных проблем становиться обеспечение эксплуатационной надежности и ресурса работы ГТ. Рисунок 1.3. Схема ГТУ с выносной камерой сгорания и сепараторами 9

1.2. Исходные данные Базой для сравнения была ГТУ PG6581В мощностью 44 МВт (изготовитель General Electric) на Челябинской ТЭЦ-1. Так же был задан примерный состав топлива, который представлен в таблице. Наименование Обозначение Размерность Древесина Зольность Ar % 0,5 Влажность Wr % 8,7 Углерод Cr % 45,8 Водород Hr % 5,5 Кислород Or % 39,4 Азот Nr % 0,08 Сера Sr % 0,01 Хлор Clr % 0,009 Выход летучих Vdaf % 81.9 Высшая теплота сгорания Qвр кДж/кг 18197 Низшая теплота сгорания Qнр кДж/кг 16775 10

1.3. Расчет принципиальной тепловой схемы ГТУ Для обеспечения эксплуатационной надежности газовой турбины с применением закрытой системы охлаждения лопаточного аппарата, температуру газов Tс перед ней примем 1135°С (см. конец раздела 1.3). Значения принимаем исходя из рекомендаций [1]: Ta  ( 15  273.15) К  288.15 K - температура окружающего воздуха; pa  101.3кПа - атмосферное давление; ηм  99% - механический КПД ГТУ; ηэг  98% - КПД электрогенератора; ηк  86% - КПД компрессора ГТУ; ηкс  99% - КПД камеры сгорания; ηт  88% - КПД турбины ГТУ. Отимальную степень сжатия компрессора рассчитаем по полезной работе: Tc τ   4.887 Ta   1 2 m εоптH  τ ηт ηк  12.369 Найдем давления во всех точках цикла, коэффициенты потерь выбираем исходя из рекомендаций [1] : Коэффициент гидравлических потерь в КВОУ: ξвх  1.5% Гидравлические потери в КВОУ перед компрессором; ΔPвх  ξвх  pa  1.52 кПа Давление перед компрессором Pa  pa  ΔPвх  99.781 кПа Давление на выходе из компрессора: Pb  εоптH Pa  1.234 МПа Коэффициент гидравлических потерь в камере сгорания: ξкс  2.5% Гидравлические потери в камере сгорания: ΔPкс  ξкс  Pb  30.854 кПа Давление на входе в газовую турбину: Pc  Pb  ΔPкс  1.203 МПа 11

Коэффициент гидравлических потерь в дымовой трубе после котла утилизатора: ξвых  2% Гидравлические потери на выхлопе: pa ΔPдт  ξвых   2.067 кПа 1  ξвых   Давление на выходе из котла утилизатора: Pdдт  pa  ΔPдт  103.367 кПа Коэффициент гидравлических потерь в котле утилизаторе: ξку  2% Гидравлические потери в котле утилизаторе: Pdдт ΔPку  ξку   2.11 кПа 1  ξку   Давление на выходе из газовой турбины: Pd  Pdдт  ΔPку  105.477 кПа Тогда суммарный коэффициент гидравлических потерь равен: ξсум  ξвх  ξкс  ξвых  ξку  8 % Следовательно, найдем коэффициент гидравлических потерь и степень расширения в газовой турбине: λ  1  ξсум  0.92 δ  εоптHλ  11.379 Рассчитаем параметры рабочего тела в цикле, учитывая его теплофизические свойства, при помощи программы water steam pro. Зададим состав воздуха: xсв_N2  78.03 % xсв_H2  0.01 % xсв_Ar  0.94 % xсв_O2  20.99 % xсв_CO2  0.03 % Зададим смесь и определим параметры воздуха: idсм  wspgNEWID ( 0) wspgADDGASV idсм wspgN2 xсв_N2  1   wspgADDGASV  idсм wspgO2 xсв_O2  2 wspgADDGASV  idсм wspgAr xсв_H2  3 wspgADDGASV  idсм wspgH2 xсв_CO2  4 wspgADDGASV  idсм wspgCO2 xсв_Ar  5 12

Энтальпия воздуха перед компрессором: кДж hос_св  wspgHIDT idсм Ta  wspgHIDT idсм Tну  15.119 кг Теплоемкость воздуха перед компрессором:     кДж Cpсв  wspgCPIDT idсм Ta  1.008 кг  К Газовая постоянная воздуха перед компрессором:   Дж Rсв  wspgCPIDT idсм Ta  wspgCVIDT idсм Ta  286.77 кг К Уточненное значение осредненной теплоемкости воздуха (см. ниже): кДж Cpсв_осред  1.031 кг  К Определим температуру и энтальпию воздуха за компрессором:     mсв     1  ε   оптH Tb  Ta 1     354.39 °C η к    где коэффициент mсв=Rсв/Срсв_осред. кДж hb_св  wspgHIDT idсм Tb  wspgHIDT idсм Tну  365.027 кг Уточнение значения осредненной теплоемкости воздуха:     hb_св  hос_св кДж Cp'в   1.031 Tb  Ta кг К Cpсв_осред  Cp'в  0.001 % Cpсв_осред Рассчитаем работу компрессора:  mсв Ta  εоптH Hk  ηк   1 Cp'в  349.908 кДж кг Зададим состав рабочей массы топлива: Wp  8.7% Cp  45.8% Ap  0.5% Hp  5.5% Op  39.4% Np  0.1% Sp  0% Рассчитаем стехеометрический расход воздуха для данного состава топлива: 13

  V0  0.0889  Cp  0.375 Sp  0.265  Hp  0.0333  Op  0.04217 3 м V'0  4.217 кг 3 м vвоз_b  wspgVIDT idсм Tb  1.8 кг 1 кг ρвоз   0.556 3 vвоз_b м   кг L0  V'0 ρвоз  2.343 кг Найдем теоретические объемы чистых продуктов сгорания:   VCO2  0.0186  Cp  0.375  Sp  0.009 VN2  0.79 V0  0.008  Np  0.033 VH2O  0.111 Hp  0.0124 Wp  0.007 Vг  VCO2  VN2  VH2O  0.049 CO2  H2O  N2  VCO2 100%  17.376 % Vг VH2O Vг 100%  14.653 % VN2 100%  67.971 % Vг Зададим состав чистых продуктов сгорания: xчпс_N2  67.971 % xчпс_CO2  17.376 % xчпс_H2O  14.653 % Зададим смесь и определим параметры продуктов сгорания и коэффициент избытка воздуха: idчпс  wspgNEWID ( 0)     wspgADDGASV  idчпс wspgCO2 xчпс_CO2  3 wspgADDGASV idчпс wspgN2 xчпс_N2  1 wspgADDGASV idчпс wspgH2O xчпс_H2O  2 Энтальпия чистых продуктов сгорания перед газовой турбиной: кДж hcчпс  wspgHIDT idчпс Tc  wspgHIDT idчпс Tну  1395.937 кг    14 

Энтальпия воздуха перед газовой турбиной: кДж hc_св  wspgHIDT idсм Tc  wspgHIDT idсм Tну  1261.457 кг Уточненное значение коэффициента избытка воздуха (см. ниже): α  7.075 Доля чистых продуктов сгорания:  rчпс     1  L0  0.19 1  α  L0 Доля воздуха: L0  ( α  1) rв   0.81 1  α  L0 Энтальпия продуктов сгорания перед газовой турбиной: кДж hc  rвhc_св  rчпс hcчпс  1287.033 кг Рассчитаем удельный расход топлива, где gт=Bт/Gв: hc  hb gт   0.06 Qнр ηкс  hc Уточнение значения коэффициента избытка воздуха: α'  1  7.075 gт  L0 α  α' 0% α Газовая постоянная продуктов сгорания: Дж Rчпс  wspgCPIDT idчпс Tc  wspgCVIDT idчпс Tc  283.502 кг К     кДж Rг  rв Rсв  Rчпс rчпс  0.286 кг  К Уточненное значение осредненной теплоемкости продуктов сгорания (см. ниже): кДж Cpг_осред  1.1994 кг  К Определим температуру и энтальпию продуктов сгорания за газовой турбиной:    mг   Td  Tc  1  1  δ  ηт  589.521 °C   где коэффициент mг=Rг/Срг_осред. 15

Энтальпия чистых продуктов сгорания за газовой турбиной: кДж hdчпс  wspgHIDT idчпс Td  wspgHIDT idчпс Tну  677.762 кг Энтальпия воздуха за газовой турбиной:     кДж hd_св  wspgHIDT idсм Td  wspgHIDT idсм Tну  622.214 кг Энтальпия продуктов сгорания за газовой турбиной:     кДж hd  rв hd_св  hdчпс  rчпс  632.778 кг Уточнение значения осредненной теплоемкости продуктов сгорания: hc  hd кДж C'pг   1.1994 Tc  Td кг  К Cpг_осред  C'pг  0.001 % Cpг_осред Определим работу газовой турбиной:   Hт  Cpг_осредTc  1  δ   mг  ηт  654.248 кДж кг Из уравнения баланса мощности для вала, найдем расход воздуха: Nэ ηэг кг Gв   133.282 с ηм  1  gт  Hт  Hk   Расход топлива в камере сгорания: кг Bт  Gв gт  8.039 с Расход газов на выходе из газовой турбины и соответственно на входе в КУ: кг Gг  Bт  Gв  141.321 с Оценим температуру материала лопаточного аппарата первой ступени газовой турбины, при начальной температуре газов Tс=1135°С. По рис. 1.4 (см. кривую 2) , выберем долю охлаждающего воздуха, отбираемого за последней ступенью компрессора gохл=2,2% и интенсивность охлаждения Θ=0,43.[2] Θ= Tc  T'м Tc  Tb 16

Tмат  799.338 °C Таким образом температура материала лопаточного аппарата порядка 800°С, чтобы обеспечивает его надежную работу. Следовательно температура перед газовой турбина выбрана правильно. Рисунок 1.4. эффективность охлаждения срединного участка профиля лопаток с внутренним дефлектором: 1 — гладкая внутренняя поверхность; 2 — оребренная поверхность; 3 — оребренная поверхность с припаянным дефлектором 17

Глава II Расчет ПГУ на базе ГТУ, работающей на твердом биотопливе 2.1. Расчет одноконтурной схемы ПГУ Рисунок 2.1. Схема одноконтурной ПГУ Найдем температуру пара на выходе из ПП, для этого зададимся разностью температур газов на входе в КУ и пара на выходе из ПП: δT0  50К T0  θd  δT0  540 °C Примем значение давления пара перед стопорным клапаном ВД P0=6,5МПа и найдем энтальпию: кДж h0  wspHPT  P0 T0  3512.632 кг Найдем давление пара в барабане, приняв для этого коэффициент гидравлических потерь в трубопроводе ПП ξпп=5%: Pб   1  ξпп  P0  6.825 МПа Зная давление в барабане найдем температуру и энтальпию насыщения: 18

Ts  wspTSP  Pб  284.122 °C кДж кг Примем значение недогрева питательной воды, поступающей в барабан: ΔTб  5.431K Найдем энтальпию питательной воды, поступающей в барабан: hб  wspHSST  Ts  2774.817 кДж кг Примем температурный напор в пинч-точке: δTs  6.569K Температура газов за ИСП: θs  Ts  δTs  290.691 °C hэк  wspHPT Pб  Ts  ΔTб  1229.554 Рассчитаем энтальпию газов на входе в КУ и на выходе из ИСП: кДж кг кДж Is  Cpг   θs  273.15K  350.283 кг Расход пара, генерирумого контуром ПП и ИСП, найдем из уравнения теплового баланса: Id  Is кг D0  2Gг   43.601 с h0  hэк Параметры питательной воды в деаэраторе, из которого она поступает в контур ЭК. Давление в деаэроторе Pд примем 20 кПа. Id  Cpг   θd  273.15K  710.95 Tд  wspTSP  Pд  60.059 °C кДж кг Из уравнение теплового баланса для ЭК, найдем энтальпию газов: D0   hэк  h'д кДж Iэк  Is   195.759 кг 2Gг Параметры в барабане контура ДИСП: Pбди  50кПа h'д  wspHSWT  Tд  251.4 Tбди  wspTSP  Pбди  354.467 K кДж кг кДж  wspHSWT  Tбди  340.476 кг Примем нагрев воды в ПНД до 45°С: h''бди  wspHSST  Tбди  2645.213 h'бди 19

кДж кг Из уравнение теплового баланса для деаэратора, найдем расход пара для контура ДИСП: hвпнд  wspHSWT  Tпнд  188.437 D0   h'д  hвпнд кг с 2 h''бди  h'д Примем давление в конденсаторе Pк=5кПа, найдем энтальпию и температуру конденсата: Tк  wspTSP  Pк  32.875 °C Dд   0.573 h'к  wspHSWT  Tк  137.765 кДж кг 3 м v''к  wspVPT  Pк Tк  28.186 кг Температурный напор на выходе из ПНД: ΔTпнд  5K T'пнд Температра и энтальпия конденсата на выходе из ПНД:  Tпнд  ΔTпнд  50 °C кДж кг Так как температура конденсата на выходе из ПНД, соотвествует температуре насыщения, найдем давление при котором необходимо отобрать пар из турбины: Pпнд  wspPST  T'пнд  0.012 МПа h'пнд  wspHSWT  T'пнд  209.336 Из уравнение теплового баланса для ПНД, найдем расход пара отбираемого из турбины. Для этого необходимо рассчитать действительную энтальпию. При расчете все значения уточнены (см. раздел 3.1): Теоретические и действительные значения в точке отбора: кДж кг  K кДж hпндt  wspHPS  Pпнд Sпнд  2291.865 кг кДж hпнд  h0   h0  hпндt  η0i  2502.338 кг Расход пара на ПНД:  D0  Dут  hвпнд   D0  Dут  h'к кг Dпнд   0.949 с  hпнд  h'пнд Из уравнение теплового баланса для ДИСП, найдем энтальпию и температуру уходящих газов: Sпнд  wspSPH  P0чнд h0чнд  7.148 20

Iух  Iэк   Iух θух    Cpг Dд   h''бди  h'д 2Gг  190.786 кДж кг   273.15K  158.329 °C  Проверка баланса теплоты со стороны газа и со стороны пара: Qг  2Gг   Id  Iух  143.565 МВт Qп  D0   h0  h'д  Dд   h''бди  h'д  143.565 МВт Qг  Qп Qг Qпп  0% Тепловые мощности поверхностей ПП, ИСП, ЭК и ДИСП:  2Gг   Id  Iпп  32169.364 кВт Qисп  2Gг   Iпп  Is  67374.85 кВт Qэк  2Gг   Is  Iэк  42648.37 кВт Qдисп  2Gг   Iэк  Iух  1372.611 кВт 21

Рисунок 2.2. Q-t диаграмма одноконтурной схемы ПГУ 22

2.2. Расчет двухконтурной схемы ПГУ Рисунок 2.3. Схема двухконторной ПГУ Температурный напор на выходе из контура ППВД Найдем температуру пара на выходе из ПП, для этого зададимся разностью температур газов на входе в КУ и пара на выходе из ПП: δT0вд  50К T0вд  θdвд  δT0вд  540 °C Примем значение давления пара перед стопорным клапаном ВД P0=6,5МПа и найдем энтальпию: кДж кг Найдем давление пара в барабане, приняв для этого коэффициент гидравлических потерь в трубопроводе ПП ВД ξппвд=5%: h0вд  wspHPT  P0вд T0вд  3512.632 Pбвд   1  ξппвд  P0вд  6.825 МПа Зная давление в барабане ВД найдем температуру и энтальпию насыщения: 23

Tsвд  wspTSP  Pбвд  284.122 °C кДж кг Значение недогрева и энтальпии питательной воды, поступающей в барабан ВД: hбвд  wspHSST  Tsвд  2774.817 ΔTбвд  7.122K кДж кг Примем температурный напор в пинч-точке контура ВД: hэквд2  wspHPT Pбвд  Tsвд  ΔTбвд  1220.708 δTsвд  7.878К Температура газов за ИСП ВД: θsвд  Tsвд  δTsвд  292 °C Idвд Рассчитаем энтальпию газов на входе в КУ и на выходе из ИСП ВД: кДж  Cpг   θdвд  273.15K  710.95 кг кДж кг Расход пара, генерирумого контуром ПП ВД и ИСП ВД, найдем из уравнения теплового баланса: Idвд  Isвд кг D0вд  2Gг   43.243 с h0вд  hэквд2 Так как ЭК ВД2 и ПП НД расположены параллельно, то температуру пара на выходе из контура НД, примем равной температуре питательной воды в ЭК ВД2. T0нд  Tsвд  ΔTбвд  277 °C Isвд  Cpг   θsвд  273.15K  351.86 Чтобы узнать давление в барабане низкого давления примем давление перед СРК НД Р0нд=0,5 МПа , а так же примем коэффициент гидравлических потерь ξппнд=5%: Pбнд   1  ξппнд  P0нд  0.525 МПа Зная давление в барабане НД найдем температуру и энтальпию насыщения пара и воды: Tsнд  wspTSP  Pбнд  153.683 °C кДж кг кДж  wspHSWT  Tsнд  648.176 кг Значение недогрева энтальпия питательной воды, поступающей в h''бнд  wspHSST  Tsнд  2750.276 h'бнд 24

р у барабан НД: ΔTбнд  7.122K hэкнд  wspHPT Pбнд  Tsнд  ΔTбнд  617.476 кДж кг Энтальпия пара перед СРК НД: кДж кг Так как ЭК ВД1 и ЭК НД расположены параллельно, то температуру питательной воды на выходе из ЭК ВД1, примем ниже температуры питательной воды на выходе из ЭК НД на 8,683°С. Tвхэквд1  Tsнд  8.683K  145 °C h0нд  wspHPT  P0нд T0нд  3017.073 кДж кг Найдем температуры газов в пинч-точке контура НД, приняв температурный напор в пинч-точке контура НД : hвхэквд1  wspHPT  Pбвд Tвхэквд1  614.774 δTsнд  6.317К θsнд  Tsнд  δTsнд  160 °C Из уравнения теплового баланса для контура ЭК ВД2 и ИСП НД, найдем расход пара в контуре НД: Cpг  2Gг   θsвд  θsнд = D0вд   hэквд2  hвхэквд1  D0нд   h0нд  hэкнд кг с Параметры питательной воды в деаэраторе, из которого она поступает в контур ЭК НД и ЭК ВД1. Давление в деаэроторе Pд примем 20 кПа. D0нд  7.375 Tд  wspTSP  Pд  60.059 °C кДж кг Параметры барабана контура ДИСП при давление Pбди= 50 кПа: h'д  wspHSWT  Tд  251.4 Tбди  wspTSP  Pбди  81.317 °C кДж кг кДж  wspHSWT  Tбди  340.476 кг Примем нагрев воды в ПНД до 45°С: h''бди  wspHSST  Tбди  2645.213 h'бди hвпнд  wspHSWT  Tпнд  188.437 кДж кг 25

Примем давление в конденсаторе Pк=5кПа, найдем энтальпию и температуру конденсата: Tк  wspTSP  Pк  32.875 °C h'к  wspHSWT  Tк  137.765 кДж кг 3 м v''к  wspVPT  Pк Tк  28.186 кг Температурный напор на выходе из ПНД: ΔTпнд  5K Температра и энтальпия конденсата на выходе из ПНД: T'пнд  Tпнд  ΔTпнд  50 °C кДж кг Так как температура конденсата на выходе из ПНД, соотвествует температуре насыщения, найдем давление при котором необходимо отобрать пар из турбины: Pпнд  wspPST  T'пнд  0.012 МПа h'пнд  wspHSWT  T'пнд  209.336 Из уравнение теплового баланса для ПНД, найдем расход пара отбираемого из турбины. Для этого необходимо рассчитать действительную энтальпию. При расчете все значения уточнены (см. раздел 3.2): Теоретические и действительные значения в точке отбора: кДж кг  K кДж  2303.24 кг Sпнд  wspSPH  P0чнд h0чнд  7.183 hпндt  wspHPS  Pпнд Sпнд hпнд  h0чнд   h0чнд  hпндt  η0i  2406.915 Dпнд кДж кг Расход пара на ПНД: кг  D0вд  Dут  hвпнд   D0вд  Dут  h'к   0.982 с  hпнд  h'пнд Из уравнение теплового баланса для ЭК НД и ЭК ВД1, найдем температуру газов перед контуром ДИСП: Cpг  2Gг   θsнд  θдисп = D0нд   hэкнд  h'д  D0вд   hвхэквд1  h'д θдисп  104.635 °C Из уравнение теплового баланса для деаэратора, найдем расход пара в контуре ДИСП: 26

Dд   h''бди  h'д =  D0вд  D0нд   h'д  hвпнд Dд  1.331 кг с Из уравнение теплового баланса для ДИСП, найдем температуру уходящих газов: Cpг  2Gг   θдисп  θух = Dд   h''бди  h'д θух  95.053 °C Проверка баланса теплоты со стороны газа и со стороны пара: Qг  Cpг  2Gг   θdвд  θух  164.61 МВт Qп  D0вд   h0вд  h'д  D0нд   h0нд  h'д   164.61 МВт  Dд   h''бди  h'д Qг  Qп Qг  0% Тепловые мощности поверхностей ПП ВД, ИСП ВД, ЭК ВД2 и ПП НД, ИСП НД, ЭК НД и ЭК ВД1, ДИСП: Qппвд  2Gг   Idвд  Iппвд  31905.059 кВт Qиспвд  2Gг   Iппвд  Isвд  67203.808 кВт Qэквд2_ппнд  2Gг   Isвд  Iэквд2  28169.941 кВт Qиспнд  2Gг   Iэквд2  Isнд  15730.457 кВт Qэквд1_экнд  2Gг   Isнд  Iдисп  18413.277 кВт Qдисп  2Gг   Iдисп  Iух  3187.048 кВт 27

Рисунок 2.4. Q-t диаграмма двухконтурной схемы ПГУ 28

Глава III Тепловой расчет унифицированной паровой турбины 3.1. Выбор параметров последний ступени и числа отсеков Суммарный объемный расход, проходящий через последнюю ступень паровой турбины одноконтурной схемы: 3 м ΣD0   D0  Dпнд  Dут  v''к  1183.763 с Рисунок 3.1. Выбор уровня потерь с выходной скоростью (а) и эффективность последних ступеней (б) ЧНД: 1 - l2=550 мм, dк=1350 мм; 2 l2=755 мм, dк=1350 мм; 3 - l2=755 мм, dк=1520 мм; 4 - l2=960 мм, dк=1520 мм; 5 - l2=1000 мм, dк=1800 мм; 6 - l2=1200 мм, dк=1800 мм Пользуясь рисунком выше выбираем однопоточную ЧНД с рабочей лопаткой последней ступени длиной lz=0,65м и корневым диаметром dк=1,45м. 29

При объемном расходе пара через один поток 1183 м3/с "сухой" КПД последней ступени составит 0,8, а потери с выходной скоростью ΔHвс=30 кДж/кг. Таким образом, для одноконтурной и двухконтурной схемы, будет унифицированная одноцилиндровая паровая турбины с двумя отсеками, соответственно часть высокого давления и часть низкого давления. 30

3.2. Приближенный расчет паровой турбины одноконтурной схемы ПГУ Параметры пара перед турбиной, а потери давления в СРК примем ξсрк=3%: P'0   1  ξсрк  P0  6.305 МПа кДж h0  3512.632 кг кДж S'0  wspSPH  P'0 h0  6.974 кг  К 3 м v'0  wspVPH  P'0 h0  0.057 кг Определим теоретические параметры пара за ЧВД, потери давления в поворотной камере примем ξпов=3%, а давление перед ЧНД Р0чнд=0,5МПа. Так как процесс расширения пара изоинтропийный, то Szчвдt=S`0. Pzчвд   1  ξпов  P0чнд  0.515 МПа hzчвдt  wspHPS  Pzчвд Szчвдt  2821.369 кДж кг 3 vzчвдt м  wspVPH  Pzчвд hzчвдt  0.397 кг Располагаемый теплоперепад на ЧВД: кДж кг Оценим относительный внутренний КПД ЧВД, предварительно приняв средний для отсека объем пара и коэффициент, учитывающий влажность ( в ЧВД соответственно коэффициент равен 1): H0чвд  h0  hzчвдt  691.263 3 vсрчвдt  ηoiчвд v'0  vzчвдt м  0.15 кг 3   м   0.2  с     0.92    1  D  v 0 срчвдt     кДж   H  0чвд  700 кг      88.913 %  кДж  20000 кг  Действительные параметры пара за последней ступенью ЧВД: hzчвд  h0   h0  hzчвдt  ηoiчвд  2898.007 vzчвд  wspVPH  Pzчвд hzчвд 3 м  0.432 кг 31 кДж кг

3 м vсрчвд  v'0  vzчвд  0.157 кг Параметры пара перед первой ступенью ЧНД: P0чнд  0.5 МПа кДж h0чнд  2898.007 кг кДж S0чнд  wspSPH  P0чнд h0чнд  7.148 кг  К Параметры пара за последней ступенью ЧНД, так как процесс расширения пара изоинтропийный, то Szчндt=S0чнд: кДж кг Располагаемый теплоперепад на отсек: hkt  wspHPS  Pк S0чнд  2179.565 H0чнд  h0чнд  hkt  718.442 кДж кг Определим какая часть теплоперепада находится в области влажного пара, так как процесс расширения пара изоинтропийный, то Ss=S0чнд: hs  wspROUGHHSSS  Ss  2703.301 кДж кг кДж кг При оценке относительного внутреннего КПД ЧНД, используем метод приближения для нахождения степени влажности в конце действительного процесса. Степень влажности в начале процесса y0=0, коэффициент влагоудаления γвл= -0,02. H0влажныйпар  hs  hkt  523.736 Уточненное значение относительного внутреннего КПД ЧНД: ηoiчнд'  82.759% Действительная степень влажности в конце процеса расширения: hk  h0чнд   h0чнд  hkt  ηoiчнд'  2303.432 xk  wspXPH  Pк hk  89.38 % кДж кг yz  1  xk  10.62 % Уточнение значения относительного внутреннего КПД ЧНД: kвл  1  0.8   1  γв.у    y0  yz 2  H0влажныйпар 32 H0чнд  0.968

ηoiчнд кДж    400 H 0чнд  ΔHв.с кг   0.87   1  kвл   82.759 %  H0чнд кДж   10000 кг   ηoiчнд  ηoiчнд' ηoiчнд  0% Процесс расширения пара в турбине представлен на h-s диаграмме рис. 3.2. Рисунок 3.2. Процесс расширения пара в h-s диаграмме 33

ηку 3.3. Технико-экономические показатели однокнотурной схемы КПД КУ: Cpг   θd  θух   75.073 % Cpг   θd  Ta  Электрическая мощность паровой турбины: Nптэ  ηм  ηэг   D0  Dут   ho  hzчвд.    49.723 МВт   D  D  D    h  0 ут пнд oчнд  hк   Суммарная электрическая мощность паровой турбины и газотурбинной установки: Nпгуэ  Nптэ  2Nгтуэ  137.723 МВт Тепловая мощность КУ: Qпту  2Gг   Id  Iух  143.565 МВт Электрический КПД паровой турбины: Nптэ ηптэ   34.634 % Qпту Электрический КПД паросиловой установки: ηпсу э  ηптэ  ηку  26.001 % Тепловая мощность камеры сгорания ГТУ: Qкс  Qнр  Bт  136.381 МВт Электрический КПД ГТУ: Nгтуэ ηгтуэ   32.263 % Qнр  Bт Элеткрический КПД ПГУ: Nпгуэ ηпгуэ   50.492 % 2Qкс 34

3.4. Приближенный расчет паровой турбины для двухконтурной схемы ПГУ Параметры пара перед турбиной, а потери давления в СРК примем ξсрк=3%: P'0вд   1  ξсрк   P0вд  6.305 МПа S'0вд  wspSPH  P'0вд h0вд  6.974 кДж кг  К 3 м v'0вд  wspVPH  P'0вд h0вд  0.057 кг Определим теоретические параметры пара за ЧВД, потери давления в поворотной камере примем ξпов=3%, а давление перед ЧНД Р0чнд=0,5МПа. Так как процесс расширения пара изоинтропийный, то Szчвдt=S`0вд. Pzчвд   1  ξпов  P0чнд  0.515 МПа hzчвдt  wspHPS  Pzчвд Szчвдt  2821.369 кДж кг 3 vzчвдt м  wspVPH  Pzчвд hzчвдt  0.397  кг Располагаемый теплоперепад на ЧВД: кДж кг Оценим относительный внутренний КПД ЧВД, предварительно приняв средний для отсека объем пара и коэффициент, учитывающий влажность ( в ЧВД соответственно коэффициент равен 1): H0чвд  h0вд  hzчвдt  691.263 3 vсрчвдt  ηoiчвд v'0вд  vzчвдt м  0.15 кг 3     кДж   м  700 0.2 H   кг    с    0чвд   0.92   1    88.888 % D0вд  vсрчвдt  кДж    20000 кг   Действительные параметры пара за последней ступенью ЧВД: hzчвд  h0вд   h0вд  hzчвдt  ηoiчвд  2898.182 vzчвд  wspVPH  Pzчвд hzчвд 3 м  0.432 кг 35 кДж кг

P0чнд Параметры пара перед первой ступенью ЧНД:  0.5 МПа h0чнд  D0вд  hzчвд  D0нд  h0нд D0вд  D0нд  2915.505 кДж кг кДж кг  К Параметры пара за последней ступенью ЧНД, так как процесс расширения пара изоинтропийный, то Szчндt=S0чнд: S0чнд  wspSPH  P0чнд h0чнд  7.183 hkt  wspHPS  Pк S0чнд  2190.337 кДж кг ΣD0  D0вд  Dпнд  Dут  D0нд  49.204 кг с Располагаемый теплоперепад на отсек: кДж кг Определим какая часть теплоперепада в области влажного пара, так как процесс расширения пара изоинтропийный, то Ss=S0чнд: H0чнд  h0чнд  hkt  725.168 hs  wspROUGHHSSS  Ss  2698.485 кДж кг кДж кг При оценке относительного внутреннего КПД ЧНД, используем метод приближения для нахождения степени влажности в конце действительного процесса. Степень влажности в начале процесса y0=0, коэффициент влагоудаления γвл= -0,02. H0влажныйпар  hs  hkt  508.147 Уточненное значение относительного внутреннего КПД ЧНД: ηoiчнд'  83.067% Действительная степень влажности в конце процеса расширения: hk  h0чнд   h0чнд  hkt  ηoiчнд'  2313.13 xk  wspXPH  Pк hk  89.78 % кДж кг yz  1  xk  10.22 % kвл Уточнение значения относительного внутреннего КПД ЧНД:  y0  yz H0влажныйпар  1  0.8   1  γв.у     0.971 2 H0чнд 36

ηoiчнд кДж    400 H 0чнд  ΔHв.с кг   0.87   1  k   83.067  %  вл H кДж 0чнд   10000 кг   ηoiчнд  ηoiчнд'  0% ηoiчнд Процесс расширения пара в турбине представлен на h-s диаграмме рис. 3.3. Рисунок 3.3. Процесс расширения пара в h-s диаграмме 37

3.5. Технико-экономические показатели двухконтурной схемы ПГУ ηку  КПД КУ: Cpг   θdвд  θух Cpг   θdвд  Ta   86.078 % Электрическая мощность паровой турбины: Nптэ  ηм  ηэг   D0вд  Dут   h0вд  hzчвд    54.277 МВт   D  D  D  D    h  0вд ут пнд 0нд 0чнд  hk   Суммарная электрическая мощность паровой турбины и газотурбинной установки: Nпгуэ  Nптэ  2Nгтуэ  142.277 МВт Qпту Тепловая мощность КУ:  2Gг   Idвд  Iух  164.61 МВт Электрический КПД паровой турбины: Nптэ ηптэ   32.973 % Qпту Электрический КПД паросиловой установки: ηпсу э  ηптэ  ηку  28.382 % Qкс Тепловая мощность камеры сгорания ГТУ:  Qнр  Bт  136.381 МВт Электрический КПД ГТУ: ηгтуэ  Nгтуэ Qнр  Bт  32.263 % Элеткрический КПД ПГУ: Nпгуэ ηпгуэ   52.162 % 2Qкс 38

3.6. Расчет числа ступеней и разбивка теплоперепедов по ступеням 3.6.1. Расчет первой и последней ступени ЧВД, распределние теплоперепада по ступеням ЧВД Параметры пара перед первой ступенью: 3 P'0  6.305 МПа м v'0  0.057 кг кДж кДж h0  3512.632 кг  К кг Параметры пара за последней ступенью: S'0  6.974 Pzчвд  0.515 МПа hzчвд  2898.007 Szчвд  wspSPH  Pzчвд hzчвд  7.135 кДж кг кДж кг  K 3 м vzчвд  0.432 кг Выбираем реактивный тип облопачивания при степени реактивности 0,5 на среднем диаметре ρср. Угол входа потока в сопловую решетку α1эф примем 12°, исходя из рекомендаций.[2] Закон изменения корневого диаметра dк=const. Средний диаметр первой ступени dIср=1,3м. Частота вращения n=50с-1 и хорду 40мм. Рассчитаем u/cф и найдем скорость cф, зададимся коэффициентом скорости в сопловой решетки Φ=0,958: м uI  π  dIср  n  204.204 с uI м cIф   308.183 Φ1cos  α1эф с 2 1ρср Рассчитаем теплоперепад первой ступени: cIф 2 кДж 2 кг Теплоперепад сопловой и рабочей решетки будет равный, так как степень реактивности 0,5: кДж H'I0c   1  ρср  H'I0  23.744 кг Теоретические параметры пара за сопловой решеткой: H'I0   47.488 39

S1t  S'0  6.974 кДж кг  K h1t  h0  H'I0c  3488.888 кДж кг P1  wspPHS  h1t S1t  5.9 МПа 3 м v1t  wspVPH  P1 h1t  0.06 кг Рассчитаем отношение давлений, чтобы определить в какой области течения находимся: ε1  P1 P0  0.908 дозвуковая область течения, так как больше критического отношения равного 0,546 Теоретическая абсолютная скорость выхода потока из сопловой решетки: м с Зададимся коэффициентом рахода, который больше Φ: μ1  0.968 c1t  FI1 lI1 2  H'I0c  217.918 Из уравнения неразрывности, найдем площадь: D0  v1t 2   0.012 м μ1  c1t Определим высоту сопловой лопатки: FI1   14.634 мм π  dIср  sin  α1эф высота лопатки больше минимальной высоты для энергетических машин (l1min=10...12 мм), поэтому степень парциальности оставим равной 1 (e=1). ΦI1 Уточнение коэффициента скорости Φ и коэффициента расхода μ: b1  0.98  0.008   0.958 lI1 μI1  0.982  0.005  ρkI b1 lI1  0.968 Определим корневую степень реактивности: lI1    1   1  ρср   1  1.8    0.49 d Iср   40

Найдем высоту лопаток рабочей решетки, прибавив суммарную длину перекрыши Δl=1мм: lI2  lI1  Δl1  15.634 мм d2k Корневой диаметр первой ступени:  dIср  lI1  1.285 м Рассчитаем последнюю ступень ЧВД, угол входа потока в сопловую решетку αzэф так же 12° и хорда так же 40мм. Среднюю степень реактивности оставляем 0,5. Потери с выходной скоростью и сама выходная скорость из последней ступени: кДж ΔHzвс  ( 1  0.96)H'I0  1.9 кг м с Найдем средний диаметр последней ступени и длину рабочих лопаток: d2k = dz2  lz2 cz2  2  ΔHzвс  61.637 lz2  dz2 =  D0  Dут  vzчвд cz2  π dzср  1.356 м lz  70.635 мм Найдем веерность последней ступени ЧВД и корневую степень реактивности: θчвд  dzср lz  19.197  ρzк  1   1  ρzср   1  1.8   lz    0.453 dzср  Рассчитаем u/cф и найдем скорость cф, зададимся коэффициентом скорости в сопловой решетки Φ=0,958: м uz  π  dzср  n  213 с uz м czф   324.165 Φz1cos  αzэф с 2 1ρzср Весь теплоперепад последней ступени: 41

2 czф кДж кг 2 В 1-м приближении средний распологаемый теплоперепад ступеней: H'I0  H'z0  0.94 кДж Hoср   48.439 кг 2 В 1-м приближении число ступеней ЧВД: H0чвд zчвд   14.271 Hoср H'z0   52.542 Найдем коэффициент возврата теплоты, коэффициент kт возьмем для перегретого пара исходя из рекомендаций.  4 кг kт  4.2  10 кДж zчвд  1    H0чвд  0.03  zчвд  Уточнение числа ступеней с учетом коэффициента возврата теплоты: qt  kт   1  ηoiчвд   zчвд   1  qt  H0чвд Hoср  14.698 Примем zновое_чвд=15 ступеней части ЧВД и рассчитаем неувязку после разбивки телпоперепадов. H'I0     H'  H' z0 I0  H0'   H'I0    15   H' z0   1 z1   2     15  f  pspline  z1 H0' zст  1 2  15 H0'_z  zст  interp  f z1 H0' zст 42

H0'_z  zст кДж кг H'0 кДж кг 55 54.286 53.571 52.857 52.143 51.429 50.714 50 49.286 48.571 47.857 47.143 46.429 45.714 45 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 zст zчвд Рисунок 3.4. Распределение теплоперепада по ступеням Средний теплоперепад ступеней определим по рис. 3.4: H0ср  1   H0'_z ( 1)  0.96  H0'_z ( 2)  0.96  H0'_z ( 3)  zновое_чвд   0.96  H0'_z ( 4)  0.96  H0'_z ( 5)  0.96  H0'_z ( 6)    0.96  H0'_z ( 7)  0.96  H0'_z ( 8)  0.96  H0'_z ( 9)    0.96  H ( 10)  0.96  H ( 11)  0.96  H ( 12) 0'_z 0'_z 0'_z    ( 13 )  0.96  H ( 14 )  0.96  H 0.96 H 0'_z 0'_z 0'_z ( 15)        кДж кг Определим теплоперепад ступеней с учетом неувязки: H0ср  48.09  ΔH  H0чвд   1  qt   H0'_z ( 1)  0.96  H0'_z ( 2)  0.96  H0'_z ( 3)    0.96  H0'_z ( 4)  0.96  H0'_z ( 5)  0.96  H0'_z ( 6)    0.96  H0'_z ( 7)  0.96  H0'_z ( 8)  0.96  H0'_z ( 9)    0.96  H ( 10)  0.96  H ( 11)  0.96  H ( 12) 0'_z 0'_z 0'_z    0.96  H0'_z ( 13)  0.96  H0'_z ( 14)  0.96  H0'_z ( 15) кДж ΔH  9.352  кг 43      

55 54.286 53.571 52.857 Hснеувяз 0 52.143 51.429 кДж 50.714 кг 50 H'снеувяз0 49.286 кДж 48.571 кг 47.857 47.143 46.429 45.714 45 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 zчвд Рисунок 3.5. Распределение теплоперепада по ступеням с учетом неувязки 44

3.6.2. Расчет первой и последней ступени ЧНД, распределение теплоперепада по ступеням ЧНД Параметры пара перед первой ступенью: 3 P0чнд  0.5 МПа v0чнд м  0.445 кг кДж кДж h0чнд  2898.007 кг  К кг Параметры пара за последней ступенью: S0чнд  7.148 Pк  5 кПа hk  2303.432 Sk  wspSPH  Pк hk  7.553 кДж кг кДж кг  K 3 м vk  wspVPH  Pк hk  25.193 кг Выбираем реактивный тип облопачивания при степени реактивности 0,5 на среднем диаметре ρср. Угол входа потока в сопловую решетку α1эфчнд примем 15°, исходя из рекомендаций. Закон изменения корневого диаметра dк=const. Средний диаметр первой ступени dIчндср=1,52м. Частота вращения n=50с-1 и хорду 70мм. Рассчитаем u/cф и найдем скорость cф, зададимся коэффициентом скорости в сопловой решетки Φ=0,972: м uIчндср  π  dIчндср  n  238.761 с uIчндср м cIчндф   359.64 Φ1чндcos  α1эфчнд с 2 1ρчндср Теплоперепад всей ступени: cIчндф 2 кДж кг 2 Теплоперепад сопловой и рабочей решетки будет равный, так как степень реактивности 0,5. кДж H'Iчнд0c   1  ρчндср  H'Iчнд0  32.335 кг Теоретические параметры пара за сопловой решеткой: H'Iчнд0   64.671 S1чндt  S0чнд  7.148 кДж кг  K 45

кДж кг  0.431 МПа h1чндt  h0чнд  H'Iчнд0c  2865.672 P1чнд  wspPHS  h1чндt S1чндt 3 м v1чндt  wspVPH  P1чнд h1чндt  0.498 кг Рассчитаем отношение давлений, чтобы определить в какой области течения находимся: ε1чнд  P1чнд P0чнд  0.863 дозвуковая область течения, так как больше критического отношения равного 0,546 Теоретическая абсолютная скорость выхода потока из сопловой решетки: м с Зададимся коэффициентом рахода, который больше Φ: c1чндt  2  H'Iчнд0c  254.304 μ1чнд  0.977 Из уравнения неразрывности, найдем площадь: FIчнд1  lIчнд1   D0  Dут  Dпнд  v1чндt μ1чнд  c1чндt FIчнд1 π  dIчндср  sin  α1эфчнд 2  0.084 м  68.133 мм высота лопатки больше минимальной высоты для энергетических машин (l1min=10...12 мм), поэтому степень парциальности оставим равной 1 (e=1). Уточнение коэффициента скорости Φ и коэффициента расхода μ: b1чнд ΦIчнд1  0.98  0.008   0.972 lIчнд1 μIчнд1  0.982  0.005  b1чнд lIчнд1  0.977 Определим корневую степень реактивности: lIчнд1   ρkчндI  1   1  ρчндср   1  1.8    0.46 dIчндср   Найдем высоту лопаток рабочей решетки, прибавив суммарную длину перекрыши Δl=4мм. lIчнд2  lIчнд1  Δl1чнд  74.133 мм 46

Корневой диаметр первой ступени: Δl1чнд d2kчнд  dIчндср  lIчнд1   1.45 м 3 Рассчитаем последнюю ступень ЧВД, угол входа потока в сопловую решетку αzэфчнд 17° и хорда 200мм. Корневая степень реактивности от 0,15 до 0,35 возьмем 0,25, исходя из рекомендаций. Степень реактивности на среднем диаметре:  d2z   1   1  ρkzчнд     d2kz  ρсрчнд  1.7  0.6 Потери с выходной скоростью и сама выходная скорость: кДж кг ΔHzчндвс  30 м с Зададимся в первом приближении теплоперепадом для последней ступени: кДж H0z  170 кг Рассчитаем u/cф оптимальное и сравним с действительным: cz2чнд  2  ΔHzчндвс  244.949 cфzчндф  2  H0z  583.095 uzчнд  π  d2z  n  329.846 Xопт  Xz  м с м с  cz2чнд  1   cфzчндф  2 2  cos  αzэфчнд  1  ρсрчнд uzчнд cфzчндф  0.681  0.566 Построим график распределения теплоперепада по ступеням. H'Iчнд0     H  H' 0z Iчнд0  H0'   H'Iчнд0    100   H0z    1 z1   2     8 f  pspline  z1 H0' 47

zст  1 2  8 H0'_z  zст  interp  f z1 H0' zст 160 145.571 H0'_z  zст 131.143 кДж кг H'0 116.714 102.286 кДж кг 87.857 73.429 59 1 2 3 4 5 6 7 8 zст zчнд Рисунок 3.6. Распределение теплоперепада по ступеням Определим по рисунку 14 средний располагаемый теплоперепад ЧНД: H0ср  0.5  H'Iчнд0  0.94  H0'_z ( 1.5)  0.94  H0'_z ( 2)   0.94  H0'_z ( 2.5)  0.94  H0'_z ( 3)  0.94  H0'_z ( 3.5)  0.94  H0'_z ( 4)   0.94  H0'_z ( 4.5)  0.94  H0'_z ( 5)  0.94  H0'_z ( 5.5)  0.94  H0'_z ( 6)   0.94  H0'_z ( 6.5)  0.94  H0'_z ( 7)  0.94  H0'_z ( 7.5)  0.5 0.94  H0'_z ( 6) 14 кДж кг Число ступеней ЦНД (первое приближение): H0чнд   7.91 H0ср H0ср  90.828 z'чнд Найдем коэффициент возврата теплоты, коэффициент kт возьмем для влажного пара пара исходя из рекомендаций.  4 кг kвлт  2.8  10 кДж  z'чнд  1  qt  kвлт   1  ηoiчнд     H0чнд  0.03 z 'чнд   48

Уточнение числа ступеней с учетом коэффициента возврата теплоты: z'чнд   1  qt  H0чнд H0ср  8.15 Неувязка: ΔHчнд  H0чнд   1  qt  H0'_z ( 1)  0.94 H0'_z ( 2)  0.94  H0'_z ( 3)    0.94 H0'_z ( 4)   0.94 H0'_z ( 5)  0.94 H0'_z ( 6)  0.94 H0'_z ( 7)    0.94 H0'_z ( 8)  кДж кг Уточненное значение числа ступеней ЧНД: ΔHчнд  23.261 zновоечнд  8 160 145.571 Hснеувяз 0 131.143 кДж кг H'снеувяз0 кДж кг 116.714 102.286 87.857 73.429 59 1 2 3 4 5 6 zчнд Рисунок 3.7. Распределение теплоперепада по ступеням с учетом неувязки 49 7 8

Глава IV Расчет и 3D моделирование проточной части унифицированной паровой турбины 4.1. Поступенчатый расчет унифицированной паровой турбины, при использовании одноконтурной схемы ПГУ Методика поступенчатого расчета турбины. Для определения теплофизических свойств рабочего тела турбины, использовалась основных программа интегральных WaterSteamPro. характеристик Расчеты по проточной определению части турбины проводились на среднем диаметре. Одномерное проектирование на среднем диаметре является наиболее важным этапом проектирования турбины. Поскольку, во-первых, оно закладывает те границы (основные параметры), в рамках которых должна быть спроектирована турбина и которые во многом предопределяют потенциальные результаты, достижимые на основе более сложных и современных технологий численного анализа потока. А во-вторых, принимаемые на этом этапе решения фактически сохраняют свою силу на протяжении всего жизненного цикла турбины. Одномерное проектирование на среднем диаметре с выбором основных параметров и оценкой основных показателей турбины включает в себя следующие этапы: − выбор количества ступеней; − определение размеров проточной части; − распределение удельной работы и реактивности между ступенями; − определение достижимого уровня КПД. Проводимый поступенчатый расчет турбины на среднем диаметре выполнялся по данным из пункта 3.6. Поступенчатый расчет турбины приведен в приложениях А и Б. Результаты расчетов представлены в табличной форме, позволяющей 50

достаточно полно понять методику расчета, базирующуюся на материале [2]. Поэтому ограничимся только некоторыми пояснениями. В части высокого давления унифицированы 15 ступеней, под угол выхода потока из сопловой решетки α1эф=12° и хорду 40 мм. В части низкого давления унифицированы 5 ступеней под угол выхода из сопловой решетки α1эф=15° и хорду 70 мм. Степень реактивности на среднем диаметре равно 0,5. Выбран закон постоянства корневого диаметра, так как это облегчает производство ротора. Коэффициенты скорости оценивались по следующей зависимости: Φ=0,98-0,008∙b/l Ψ=0,96-0,014∙b/l Коэффициенты расхода определялись по формуле: µ=µпр0+µконц0+ΔµΔβ+ΔµМ+ΔµRe, где кроме влияния относительной высоты лопаток учитывается поправка на число Маха М, на число Рейнольдса Re, а для рабочих решеток на угол порота потока Δβ. Также оценивалось возможное снижение мощности турбины и ее экономичности за счет дополнительных потерь, среди которых потери от перетечек в ступени и потери от влажности: ηoi= ηол-ξку-ξпу-ξвл. 51

4.2. Разработка 3D модели лопаточного аппарата унифицированной паровой турбины 4.2.1. Разработка 3D модели лопаточного аппарата ЧВД Лопаточный аппарат 15 ступеней части высокого давления, унифицирован под угол выхода из сопловой решетки α1=12°, хорду 40 мм и постоянный корневой диаметр. Профилирование рабочей лопатки начинается с выбора хорды b. Увеличение b приводит к увеличению концевых потерь, но снижает напряжения в лопатке и повышает частоту собственных колебаний. Затем выбирается относительный шаг. По известным значениям хорды, относительного шага, углов входа и выхода выполняется предварительное профилирование, которое позволяет провести грубую оценку надежности лопаток. Так как выбран реактивный тип облопачивания, при степени реактивности 0,5, то профили сопловой и рабочей решеток будут одинаковы. Из отношение d/l = 82,44 первой ступени и d/l=16,2 последней ступени части высокого давления, видно, что высоты рабочих лопаток малы. Поэтому предварительную оценку надежности можно провести по одному сечению, для последней ступени ЧВД: − длинна лопатки l = 85 мм; − окружное усилие Ru = 9,224 кН; − размер хорды профиля b = 40 мм; − число лопаток составляет z = 144. Выбираем из атласа профилей момент сопротивления Wmin = 0,575 см3; Хорду профиля рабочих лопаток bм = 62,5 мм. Вычисляем минимальный момент сопротивления: 40 3 𝑏𝑏 3 Wmin = Wmin𝑚𝑚 ∙ � � = 0,575 ∙ � � = 0,151 см3 . 62,5 𝑏𝑏м Находим изгибающие напряжение: 52

𝜎𝜎изг = Допускаемое 𝑅𝑅𝑅𝑅 ∙ 𝑙𝑙 9224 ∙ 0,085 = = 17,9 МПа. 2 ∙ 𝑧𝑧 ∙ Wmin 2 ∙ 144 ∙ 0,151 изгибное напряжение для реактивных ступеней (𝜎𝜎изг ) до 70 − 100 МПа.[2] Прочность выполнена. Дальнейшие профилирование проводилось с помощью программного комплекса Numeca. В качестве базовых, были выбраны 2 сечения с относительными координатами (0;1). Унифицированный лопаточный аппарат для ступеней ЧВД представлен на рис. 4.1. Рисунок 4.1. Унифицированный лопаточный аппарат для ступеней ЧВД 53

4.2.2. Разработка 3D модели лопаточного аппарата ЧНД Лопаточный аппарат первых 5 ступеней части низкого давления, унифицирован под угол выхода из сопловой решетки α1=15°, хорду 70 мм и постоянный корневой диаметр. Профилирование рабочей лопатки начинается с выбора хорды b. Увеличение b приводит к увеличению концевых потерь, но снижает напряжения в лопатке и повышает частоту собственных колебаний. Затем выбирается относительный шаг. По известным значениям хорды, относительного шага, углов входа и выхода выполняется предварительное профилирование, которое позволяет провести грубую оценку надежности лопаток. Так как выбран реактивный тип облопачивания, при степени реактивности 0,5, то профили сопловой и рабочей решеток будут одинаковы. Отношение d/l = 21,5 первой ступени и d/l=8,6 пятой ступени части низкого давления, удовлетворяет условию d/l > 8. Поэтому предварительную оценку надежности можно провести по одному сечению, для пятой ступени ЧНД: − длинна лопатки l = 190,8 мм; − окружное усилие Ru = 12,873 кН; − размер хорды профиля b = 70 мм; − число лопаток составляет z = 98. Выбираем из атласа профилей момент сопротивления Wmin = 0,450 см3; Хорду профиля рабочих лопаток bм = 51,46 мм. Вычисляем минимальный момент сопротивления: 70 3 𝑏𝑏 3 Wmin = Wmin𝑚𝑚 ∙ � � = 0,450 ∙ � � = 1,133 см3 . 51,46 𝑏𝑏м Находим изгибающие напряжение: 𝜎𝜎изг = 𝑅𝑅𝑅𝑅 ∙ 𝑙𝑙 12873 ∙ 0,1908 = = 11,1 МПа. 2 ∙ 𝑧𝑧 ∙ Wmin 2 ∙ 98 ∙ 1,133 54

Допускаемое изгибное напряжение для реактивных ступеней (𝜎𝜎изг ) до 70 − 100 МПа.[2] Прочность выполнена. Дальнейшие профилирование проводилось с помощью программного комплекса Numeca. В качестве базовых, были выбраны 2 сечения с относительными координатами (0;1). Унифицированный лопаточный аппарат для первых пяти ступеней ЧНД представлен на рис. 4.2. Рисунок 4.2. Унифицированный лопаточный аппарат для первых пяти ступеней ЧНД Следующие три ступени ЧНД спрофилированы по отдельности, так как отношение d/l < 8. Далее уделим особое внимание наиболее нагруженной последней ступени ЧНД. 55

4.2.3. Разработка 3D модели лопаточного аппарата последней ступени 4.2.3.1. Расчет ступени с учетом изменения параметров по радиусу Расчет последней ступени турбины с учетом изменения параметров по радиусу проводится на основе упрощенного уравнения радиального равновесия. С этой целью использовалась программа, разработанная на кафедре Паровых и газовых турбин. Программа предназначена для расчета распределения параметров потока в характерных сечениях ступеней паровых (“PAR”) и газовых (“GAZ”) турбин по радиусу. Рабочее тело – водяной пар или газ. Продукты сгорания считаются идеальным газом. Интегральные значения коэффициентов скорости сопловых и рабочих решёток ступени задаются в файле исходных данных и служат для задания изменения распределения локальных значений коэффициентов скорости по радиусу. При расчёте параметров потока по радиусу используется закон «закрутки» cu r = const (закон «постоянства циркуляции по замкнутому контуру»). В качестве исходных данных для расчета последней ступени по высоте использовались результаты ее расчета на среднем диаметре, представленные в приложении 2. На основе этих данных построены треугольники скоростей для трех характерных сечений: корневого, среднего и периферийного (см. рисунки 4.3-4.5). Кроме того, на рисунках 3.5-3.8 изображены зависимости скоростей, углов входа и выхода потока, числа Маха, которые наглядно иллюстрируют, как меняются основные аэродинамические и геометрические характеристики ступени по радиусу. 56

Рисунок 4.3. Треугольники скоростей для корневого сечения Рисунок 4.4. Треугольники скоростей для среднего сечения Рисунок 4.5. Треугольники скоростей для периферийного сечения 57

11 10 9 8 № Сечения 7 α1 6 β1 5 α2 4 β2 3 2 1 0 30 60 90 120 150 180 α1, β1, α2, β2 Рисунок 4.6. График зависимости углов входа и выхода потока по высоте ступени 11 № Сечения 9 7 C1 W1 C2 5 W2 3 1 100 200 300 400 500 600 700 С1, W1, C2, W2 [м/с] Рисунок 4.7. График зависимости скоростей входа и выхода потока по высоте ступени 58

11 10 9 № Сечения 8 7 КПДол 6 po 5 u/cф 4 3 2 1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1 КПДол, ро, u/cф Рисунок 4.8. График зависимости степени реактивности, относительного лопаточного КПД и u/cф по высоте ступени 11 10 9 № Сечения 8 7 M1t 6 M2t 5 Mw1 4 3 2 1 0 0,25 0,5 0,75 1 1,25 1,5 M1t, M2t, Mw1 Рисунок 4.9. График изменения чисел Маха по высоте ступени На рисунке 4.6 представлены графики изменение углов входа и выхода потока для абсолютных и относительных скоростей. Характер их изменения соответствует характеру изменения чисел Маха. Эти результаты были 59

использованы для профилирования базовых сечений сопловой и рабочей решетки. На рисунке 4.7 представлены графики изменения скоростей потока: с1, w1, c2, w2. Располагаемый теплоперепад в рабочей решетке увеличивается от корня к периферии. Это приводит к росту скорости w2t, согласно формуле:𝑤𝑤2𝑡𝑡 = �𝑤𝑤12 + 2𝐻𝐻𝑜𝑜𝑜𝑜 . В свою очередь, увеличение скорости w2t влечет за собой увеличение числа Маха М2t (𝑀𝑀2𝑡𝑡 = 𝑤𝑤2𝑡𝑡 �𝑎𝑎2 ), от значения 1,0514 в корне, до значения 1,4245 на периферии лопатки. Поскольку располагаемый теплоперепад в сопловой решетке уменьшается от корня к периферии, то, согласно формуле 𝑐𝑐1𝑡𝑡 = �2𝐻𝐻_𝑜𝑜𝑜𝑜 = �2(1 − 𝜌𝜌)𝐻𝐻_0 , скорость c1t будет принимать максимальное значение в корне лопатки. Поэтому величина M1t будет уменьшаться (согласно формуле: с 𝑀𝑀1𝑡𝑡 = 1𝑡𝑡�𝑎𝑎1 ) от корня к периферии, принимая значения от 1,2881 в корне, до 0,7459 на периферии. Mw1 принимает минимальное значение на среднем сечении и увеличивается к периферии, исходя из треугольников скоростей и изменения степени реактивности по высоте лопатки. На рисунке 4.8 изображено изменение «u/cф, ρ, ηол». График u/cф меняется линейно и принимает минимальное значение в корне 0,385, что вытекает из формулы: 𝜋𝜋𝑑𝑑𝑛𝑛 𝑢𝑢 = 𝑐𝑐ф �2𝐻𝐻_0 Относительный лопаточный КПД по параметрам торможения имеет средние значение (0,669 в корне и 0.681 на периферии). КПД ступени (средне-интегральный) равен 73,56%. Характер снижения ηол в корне и на периферии обуславливается учетом в программе вторичных течений на периферии и в корне лопатки. 60

Степень реактивности увеличивается от корня к периферии (от 0,24, до 0,751), что обуславливается законом закрутки данной лопатки. Такое изменение степени реактивности по высоте лопатки существенно сказывается на треугольниках скоростей, что видно по углам изменения движения потока и говорит о необходимости профилирования базовых сечений лопатки. 61

4.2.3.2. Профилирование лопаточного аппарата последней ступени Профилирование решеток ступени начинают с рабочей лопатки, так как условия ее надежности могут изменить выбранные законы закрутки, теплоперепада ступени или высоты. Профилирование рабочей лопатки начинается с выбора хорды корневого сечения bк. Увеличение bк приводит к увеличению концевых потерь, но снижает напряжения в лопатке и повышает частоту собственных колебаний. Затем выбирается относительный шаг. По известным значениям хорды, относительного шага, углов входа и выхода выполняется предварительное профилирование, которое позволяет провести грубую оценку надежности лопаток. После предварительной оценки надежности производится профилирование всей лопатки по высоте; при этом для всех сечений определяются напряжения растяжения, изгиба. При профилировании сопловой лопатки учитывалось, что ее среднее и корневое сечение работают в области сверхзвукового течения. Профилирование сечений проводилось с помощью программного комплекса Numeca. В качестве базовых были выбраны 5 сечений с относительными координатами (0; 0,25; 0,5; 0,75; 1). За основу при профилировании были взяты результаты расчетов ступени по высоте, предполагается, что поток на входе в сопловую решетку по высоте имеет неизменный угол направления 90°. На рисунке 4.10 представлены полученные 3D модели профилей сопловой и рабочей лопаток. Профилирование рабочей лопатки проводилось одновременно с расчетами растягивающих и изгибных напряжений. Результаты оценки статической прочности рабочей лопатки рассматриваются в пункте 4.2. Профилирование проводилось с помощью программного комплекса Numeca. В качестве базовых были выбраны 5 сечений с относительными координатами (0; 0.25; 62 0.5; 0.75; 1).

Рисунок 4.10. 3D модели сопловой и рабочей лопатки 63

4.2.3.3. Расчет последней ступени на растяжение Исходные данные: Площадь корневого сечения лопатки, найденная по соответствующему профилю с использованием программы Numeca : 2 2 Fк  2426мм  24.26 см Площадь периферейного сечения лопатки, найденная по соответствующему профилю с использованием программы Numeca : 2 2 Fп  1029мм  10.29 см Плотность материала: ρ  7800 кг 3 м Частоты вращения: 1 с Высота рабочих лопаток: l  0.65м n  50 Корневой диаметр: dк  1.45м Средний диаметр: dср  2.1м Относительная координата для серединного сечения: ζср  0.5 В соответствии с показательным законом изменения площади сечения по высоте лопаток, находим макимальные растягивающие напряжения. Отношение периферийной и корневой площадей: a  Fп Fк  0.42 Величина обратной веерности: dср θ   3.23 l Показательный закон: ζ F ( z) = Fк  a Площадь среднего сечения: 64

ζ ср 2 Fср  Fк  a  1580 мм Относительная координата для периферии: ζп  1 Площадь периферийного сечения: ζп 2 Fп  Fк a  10.3 см Относительная координата для корня: ζк  0 Угловая частота: 1 с Растягивающее напряжение в корневом сечении лопатки: d 2 к σ0  ρ ω   l  362.8 МПа 2 Коэффициент разгрузки: ω  2  π  n  314.2 1  a  2  1  a  1a      0.64   2 ln ( a)   ln ( a)  θ ln ( a) 2 k      Определим необходимые коэффициенты: B0  1 2  ln ( a)   1.65 ln ( a) θ  ( ln ( a) ) 2 2  0.72 θ ln ( a) B2  B0  B1  2.37 Растягивающие напряжения в корне: B1   1ζ к σк  σ0  B0  B1 ζк  B2 a    232.9 МПа Наибольшее напряжение в лопатке переменного сечения: σmax  σ0 k  232.9 МПа В результате полученных результатов, выбираем сталь 15X12ВМФ, определяем коэффициент запаса прочности и строим графики зависимости растягивающих напряжений по высоте лопатки. Предел текучести материала при нормальных температурных условиях: σ02  750МПа Коэффициент запаса прочности: 65

σ02 nпр   3.22 σmax σдоп  750 МПа > σmax  232.9 МПа ζ  0 0.1  1 Распределение растягивающих напряжений:  1ζ  σ ( ζ)  σ0  B0  B1 ζ  B2  a Распределение площади сечения лопатки по высоте: F ( ζ)  Fк  a ζ 1 0.8 0.6 ζ 0.4 0.2 0 0 40 80 120 160 200 240 280 σ ( ζ) МПа Рисунок 4.11. Распределение растягивающих напряжения по длине РЛ последней ступени 1 0.8 0.6 ζ 0.4 0.2 0 0 0.2 0.4 0.6 0.8 F ( ζ) Fк Рисунок 4.12. Изменение площади РЛ последней ступени по длине. 66

4.2.3.4. Расчет на изгиб рабочей лопатки Изгибающие напряжения возникающие в опасных точках, определяется по зависимости вида: σиi ( z) = Mη ( z) Iη ( z) ξi( z)  Mξ ( z) Iξ ( z)  η i ( z) Рис. 4.13. Профиль лопатки и её координатные оси Здесь Mη ( z) и Mξ  ( z) - изгибающие моменты относительно центральных главных осей ξ и η, Н м; Iη ( z) и Iξ ( z) - моменты инерции 2 профиля относительно тех же осей в зависимости от координаты z, м ; ξi( z) и ηi ( z) - координаты опасных точек в зависимости от координаты z, м; i номер опасной точки. Изгибающие моменты в сечении определяются по формулам: l l  Мх =  qy z1  z1  0 dz1 0    Мy =  qx z1  z1  z dz1 z         qx  z1 = ρ2 w2a  z1  w1u  z1  w2u  z1  t2  z1 qy  z1 = ρ2 w2a  z1  w1a  z1  w2a  z1  t2  z1   p1  z1  p2 t2  z1 где qy z1 , qx z1 - аэродинамическая нагрузка, определяемая по формлам: 67

Здесь w1a и w1u - осевая и окружная состовляющие относительной скорости перед рабочими лопатками; w2a и w2u - осевая и окружная состовляюще относительной скорости за рабочими лопатками; p1 ( z1) и p2статическое давление перед и за рабочими лопатками соответственно. Из расчета ступени по радиусу известно: кг ρ2  0.0404 3 м p2  0.005МПа - плотность пара за рабочим аппаратом; - давление пара за рабочим аппаратом. Давление пара перед рабочим аппаратом  0.00705   0.0091    p1   0.01143  МПа  0.01306    0.01388   Число рабочих лопаток zр  86 Длина рабочей лопатки l2  0.65м Корневой диаметр dк  1.45м Координаты сечений  0   0   0.25   0.163      z1   0.5  l2   0.325  м  0.75   0.488       1   0.65  Диаметр сечений d z 1  d к  2  z1  1.45     1.775    d  z1   2.1  м  2.425    2.75   68

Шаг рабочей решетки по сечениям   π  d z1 t2 z1  zр    0.053   0.065    t2  z1   0.077  м  0.089     0.1  Скорости и углы, полученные для расчетных сечений лопатки:  285.4   202.4   м w1   119.9  с  136.2     185.9   37.8   45.2    β1   80.1  °  129.7     148.6   370.6   414.1   м w2   452.8  с  490.6     502.1   38.8   35.3    β2   32.2  °  29.4     27.9  Рассчитаем осевые и окружные состовляющие относительной скорости перед и за рабочими лопатками.        i w1a  w1  sin β1 i i i w2a  w2  sin β2 i i i w1u  w1 cos β1 i i i w2u  w2 cos β2  174.9   143.6   м w1a   118.1  с  104.8    96.9    225.5   142.6   м w1u   20.6  с  87     158.7    232.2   239.3   м w2a   241.3  с  240.8     234.9   288.8   338   м w2u   383.2  с  427.4     443.7  i i Аэродинамическая нагрузка, приходящаяся на единицу длины оси лопатки:     Qx  ρ2 w2a  w1u  w2u t2 z1 i i i i i 69

        Qy  ρ2 w2a  w1a  w2a t2 z1  p1  p2 t2 z1 i i i i i i i  255.6   301.2   Н Qx   301.9  м  293.4     271.8   80.1   205.9   Н Qy   401.2  м  596.7     760.4  Интерполируем зависимости Qx и Qy, полученные для пяти сечений, по высоте лопатки кубическим полиномом pspline.   m  pspline  z1 Qy n  pspline z1 Qx    interp  m z1 Qy z qx ( z)  interp n z1 Qx z qy ( z) z  0 м 0.01 м  0.65м На рисунке 4.14 представлены зависимости аэродинамических усилий. qx ( z) 400 Н м 300 qy ( z) 200 Н м 100 0 0 0.2 0.3 0.5 0.7 z м Рисунок 4.14. Распределение аэродинамических усилий по длине лопатки Рассчитаем изгибающие моменты в рассчетных сечениях лопатки: l 2 Mx0   qy ( z)  ( z  0) dz  111.3 Н м 0 l 2 My0   qx ( z)  ( z  0) dz  61.7 Н м 0 70

l 2 Mx02   qy ( z)  z  0.2  l2 dz  78  Н м 0.2 l   2 l 2 My02   qx ( z)  z  0.2  l2 dz  39.3 Н м 0.2 l   2 l 2 Mx04   qy ( z)  z  0.4  l2 dz  47.7 Н м 0.4 l   2 l 2 My04   qx ( z)  z  0.4  l2 dz  21.9 Н м 0.4 l   2 l 2 Mx07   qy ( z)  z  0.7  l2 dz  13.3 Н м 0.7 l   2 l 2 My07   qx ( z)  z  0.7  l2 dz  5.4 Н м 0.7 l   2 l 2 Mx1   qy ( z)  z  l2 dz  0  Н м l   2 l 2 My1   qx ( z)  z  l2 dz  0  Н м l   2 Интерполируем зависимости Mx и My, полученные для пяти сечений, по высоте лопатки кубическим полиномом pspline.  Mx0     Mx02    M mx   x04  M   x07   Mx1     My0     My02    M my   y04  M   y07   My1    71

Интерполируем зависимости mx и my, полученные для пяти сечений, по высоте лопатки кубическим полиномом pspline.   m  pspline  z1 my n  pspline z1 mx    interp  m z1 my z Mx ( z)  interp n z1 mx z My ( z) z  0 м 0.01 м  0.65м На рисунке 4.15. представлены зависимости изгибающих моментов. 150 Mx ( z) 100 Н м My ( z) Н м 50 0 0 0.2 0.3 0.5 z м Рисунок 4.15. Распределения изгибающих моментов по длине лопатки Минимальный и максимальный моменты инерции сечений:  2.71 10 7     7  1.431 10    4  8 Iη   6.159  10  м   8  2.272 10   8  1.159 10    1.624 10 6     6  1.203 10    4  6 Iξ   1.201  10  м   7  9.603 10   7  8.074 10   Углы установки профилей рассматриваемых сечений:  78   70    βу   54  °  40     25.54  72 0.7

Распределение изгибающих моментов относительно центральных главных осей находятся по формулам:     mξ  my  sin 90 °  βу  mx cos 90  °  βу   i i i i i mη  my  cos 90  °  βу  mx sin 90 °  βу i i i i i  83.515   63.632    mη   45.751  Н м  13.607     0   95.99   59.805    mξ   25.697  Н м  4.424     0  Интерполируем зависимости mη и mξ, полученные для пяти сечений, по высоте лопатки кубическим полиномом pspline.   m  pspline  z1 my n  pspline z1 mx    interp  m z1 mξ z Mη ( z)  interp n z1 mη z Mξ ( z) z  0 м 0.01 м  0.65м На рисунке 4.16 представлены зависимости изгибающих моментов относительно главных осей. Координаты опасных точек для каждого из сечений:  0.04391   0.04102    η1   0.04521  м  0.04146     0.03718    0.06605   0.06366    η2   0.07096  м  0.06945    0.06835    0.00125   0.00335    η3   0.00483  м  0.00604     0.01381    0.02931   0.0223    ξ1   0.01596  м  0.0091     0.00665    0.02947   0.02247    ξ2   0.01576  м  0.00752     0.00463    0.02162   0.0180    ξ3   0.01339  м  0.0096    0.00782   73

500 Mη ( z) Н м Mξ ( z) Н м 0  500 0 0.2 0.3 0.5 0.7 z м Рисунок 4.16. Распределения изгибающих моментов относительно главных осей по длине лопатки Найдем изгибные напряжения, возникающие в "опасных" точках: σ1   i mη Iη i ξ1  i mξ i Iξ i i η1 i σ3   i  11.628   11.955    σ1   12.823  МПа  5.641    0   σ2   i mη Iη i ξ3  i i mξ i Iξ mη Iη i ξ2  i i mξ i Iξ η2 i η3 i i  5.178   6.827    σ2   10.189  МПа  4.184    0    6.589   7.837    σ3   9.843  МПа  5.721    0   Интерполируем зависимости σ1, σ2 и σ3, полученные для пяти сечений, по высоте лопатки кубическим полиномом pspline.   m  pspline  z1 σ2 k  pspline  z1 σ3 n  pspline z1 σ1    interp  m z1 σ2 z  interp  k z1 σ3 z σи1 ( z)  interp n z1 σ1 z σи2 ( z) σи3 ( z) z  0 м 0.01 м  0.65м На рисунке 4.17 представлены зависимости напряжений изгиба. 74 i

35 σи1 ( z) 25 МПа 15 σи2 ( z) МПа 5 5 σи3 ( z)  15 МПа  25  35 0 0.065 0.13 0.195 0.26 0.325 0.39 0.455 0.52 0.585 z м Рисунок 4.17. Распределения напряжений изгиба в "опасных" точках по длине лопатки 75 0.65

4.3. Разработка 3D модели проточной части унифицированной паровой турбины Паровая турбина выполнена однокорпусной с петлевым движением пара, для компенсации осевых усилий. Так как в турбине реактивный тип облапачивания, то выбран цельнокованный ротор (см. рис. 4.18). Рисунок 4.18. Ротор паровой турбины Рисунок 4.19. Ротор паровой турбины с рабочими лопатками В паровой турбине имеется часть высокого и часть низкого давления. Корпус каждой части выполнен разъемным (см. рис.4.20). На рисунках 4.21 4.23 представлена упрощенная конструкция унифицированной турбины. Чтобы перевести турбину для одноконтурной схемы ПГУ (см. рис. 4.24), необходимо заменить нижнюю часть разъемного корпуса, в которой будет расположен подвод пара из контура низкого давления (см. рис. 4.25). 76

Рисунок 4.20. Корпус паровой турбины Рисунок 4.21. Унифицированная паровая турбина 77

Рисунок 4.22. Ступени части высокого давления и части низкого давления Рисунок 4.23. Нижняя половина корпуса 78

Рисунок 4.24. Унифицированная паровая турбина для одноконтурной схемы ПГУ Рисунок 4.25. Унифицированная паровая турбина для двухконтурной схемы ПГУ 79

ЗАКЛЮЧЕНИЕ В данной работе была оценена целесообразность ПГУ на базе ГТУ, работающей на твердом биотопливе. Расчет ГТУ проводился с учетом теплофизических свойств продуктов сгорания. Температура газов перед газовой турбина выбрана 1135°С, с учетом применения закрытой системы охлаждения. Степень сжатия воздуха в компрессоре 12,4, что обеспечивает необходимую температуру уходящих газов перед котлом утилизатором. По итогу расчета были получены технико-экономические показатели одноконтурной и двухконтурной схем ПГУ, которые находятся почти на уровне показателей традиционных ПГУ. Так же произведен тепловой расчет унифицированной однокорпусной паровой турбины с частью высокого и низкого давлений, для этих двух схем. В паровой турбине 15 ступеней ЧВД и 8 ступеней ЧНД, а её КПД составляет 87,7%. Лопаточный аппарат ЧВД унифицирован под угол входа 12° в сопловой аппарат, хорду 40мм и постоянный корневой диаметр. Первые 5 ступеней ЧНД унифицированы под угол входа 15° в сопловой аппарат, хорду 70мм и постоянный корневой диаметр, а лопаточный аппарат 3-х последних ступеней, спрофилирован для каждой по отдельности. 80

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ 1. С.В. Цанев, В.Д. Буров, А.С. Земцова. Газотурбинные энергетические установки. – М.: Издательский дом МЭИ, 2011. - 428 с. 2. А.Г. Костюк, А.Е. Булкин, А.Д. Трухний. Паровые турбины и газотурбинные установки для электростанций. – М.: Издательский дом МЭИ, 2018. – 668 с. 3. Трухний А.Д. "Парогазовые установки электростанций" – М.: Издательский дом МЭИ, 2015. - 667 с. 4. R. Kehlhofer, R. Bachmann, H. Nielsen, J. Warner. Combined-cycle Gas&Steam turbine power plants. Second edition – 298 рр. 5. А.Г. Костюк. Динамика и прочность турбомашин. Издательский дом МЭИ 3-е издание, 2007. 6. Claire M. Soares. Gas turbines in simple cycle & combined cycle applications. McGraw Hill. 2005. — 549 pp. 7. Патент РФ № 2013106097/06, 12.02.2013. Газотурбинная установка на твердом топливе // Патент России № 139134/ Черезов С.Г., Петухов Д.В. 81

ПРИЛОЖЕНИЕ А. Расчет части высокого давления одноцилиндровой паровой турбины Номер ступени 8 9 10 11 12 13 14 15 сопловая рабочая сопловая рабочая сопловая рабочая сопловая рабочая сопловая рабочая сопловая рабочая сопловая рабочая сопловая рабочая сопловая рабочая сопловая рабочая сопловая рабочая сопловая рабочая сопловая рабочая сопловая рабочая сопловая рабочая 43,6 42,9 42,9 42,9 42,9 42,9 42,9 42,9 42,9 42,9 42,9 42,9 42,9 42,9 42,9 6,305 5,525 4,848 4,238 3,690 3,199 2,760 2,369 2,022 1,716 1,446 1,210 1,005 0,827 0,674 364,9 343,5 321,7 299,5 276,9 253,8 539,2 518,8 501,5 483,4 464,8 445,8 426,3 406,3 385,8 3512,6 3472,7 3439,7 3404,9 3369,2 3332,4 3294,7 3256,1 3216,6 3176,2 3135,1 3093,2 3050,5 3007,1 2963,1 0,00 0,92 0,94 0,95 0,97 0,95 0,97 0,99 1,02 1,02 1,04 1,07 1,08 1,02 1,12 Наименование величины Расход пара G, кг/с Параметры давление р0, МПа пара перед температура t0/сухость x0, °С/ступенью энтальпия h0, кДж/кг 2 Кинетическая энергия на входе в ступень с0 /2, кДж/кг Давление торможения перед ступенью ͞p0, МПа 1 2 3 4 5 6 7 6,305 5,540 4,861 4,250 3,701 3,208 2,769 2,377 2,029 1,722 1,452 1,215 1,009 0,831 Располагаемый теплоперепад ступени ͞H0, кДж/кг 46,9 46,2 46,6 46,9 47,3 47,6 47,9 48,3 48,7 49,0 49,4 49,8 50,2 50,5 50,9 Изоэнтропийный теплоперепад ступени H0, кДж/кг 46,87 45,29 45,62 45,95 46,28 46,62 46,96 47,30 47,65 48,00 48,36 48,72 49,08 49,45 49,82 1,300 204,2 Средний диаметр ступени d1, d2, м Окружная скорость u1, u2, м/с 1,301 204,4 1,302 204,4 0,668 0,490 0,500 Отношение скоростей (u/cф) корневая ρк Степень реакции средняя ρср периферийная ρп 0,510 Изоэнтропийный теплоперепад в решетках ͞H0С, H0Р, кДж/кг Теоретическая скорость выхода из решеток c1t, w2t, м/с Параметры давление р1, р2, МПа 3 пара за удельный объем υ1t, υ2t, м /кг решетками температура t1t, t2t/сухость x1t, x2t, °С/Температура насыщения t1s, t2s, °С Действительная энтальпия пара за решетками h1, h2, кДж/кг 1,302 204,5 0,673 0,489 0,500 1,303 204,7 1,304 204,8 1,305 205,0 0,671 0,488 0,500 0,511 1,306 205,1 1,308 205,5 0,670 0,486 0,500 0,512 1,309 205,6 1,310 205,8 0,669 0,485 0,500 0,514 0,516 1,312 206,1 0,668 0,483 0,500 1,313 206,2 0,516 1,315 206,6 0,667 0,481 0,500 1,317 206,9 0,518 1,318 207,0 0,666 0,478 0,500 1,321 207,5 0,521 1,323 207,8 0,666 0,475 0,500 1,326 208,3 0,524 1,328 208,6 0,666 0,472 0,500 1,332 209,2 0,526 1,334 209,5 0,667 0,468 0,500 1,339 210,3 0,531 1,341 210,6 0,668 0,464 0,500 1,348 211,7 0,535 1,354 212,7 0,672 0,459 0,500 1,357 213,2 0,540 0,678 1,360 213,6 0,672 0,453 0,500 1,365 214,4 0,544 1,370 215,2 0,674 0,448 0,500 0,553 23,4 23,4 23,1 23,1 23,3 23,3 23,4 23,4 23,6 23,6 23,8 23,8 24,0 24,0 24,1 24,1 24,3 24,3 24,5 24,5 24,7 24,7 24,9 24,9 25,1 25,1 25,2 25,2 25,5 25,5 216,5 220,9 215,0 219,4 215,8 220,2 216,6 221,1 217,4 221,9 218,1 222,8 218,9 223,7 219,8 224,4 220,6 225,4 221,4 226,2 222,3 227,1 223,1 228,0 224,0 229,4 224,6 229,7 225,7 231,0 5,905 5,525 5,185 4,848 4,541 4,238 3,962 3,690 3,443 3,199 2,977 2,760 2,563 2,369 2,194 2,022 1,867 1,716 1,579 1,446 1,327 1,210 1,106 1,005 0,915 0,827 0,749 0,674 0,608 0,5440 0,060 527,5 274,5 0,063 516,7 270,3 0,067 507,8 266,2 0,071 497,0 262,0 0,075 490,3 258,0 0,079 479,4 253,8 0,084 472,1 249,8 0,089 461,1 245,6 0,094 453,5 241,6 0,100 442,3 237,4 0,106 434,3 233,4 0,113 423,0 229,3 0,120 414,6 225,3 0,128 403,2 221,1 0,136 394,5 217,1 0,145 382,9 212,9 0,155 374,0 208,9 0,166 362,2 204,8 0,178 352,9 200,8 0,191 341,0 196,6 0,205 331,4 192,6 0,220 319,3 188,4 0,237 309,5 184,3 0,255 297,3 180,1 0,276 287,1 176,0 0,298 274,8 171,8 0,323 264,3 167,7 0,351 251,8 163,5 0,38 241,2 159,3 0,42 228,5 155,0 3491,1 3469,6 3452,3 3432,6 3419,1 3399,0 3384,1 3363,8 3348,1 3327,5 3311,1 3290,3 3273,2 3252,1 3234,4 3213,0 3194,6 3173,0 3154,1 3132,2 3112,7 3090,6 3070,6 3048,2 3027,7 3005,1 2984,1 2961,3 2939,9 2916,9 Действительный удельный объем пара за решетками υ1, υ2, м /кг Действительная сухость за ступенью x1, x2 Действительная энтропия пара за решетками s1, s2, кДж/(кгК) 0,060 0,063 0,067 0,071 0,075 0,079 0,084 0,089 0,094 0,100 0,106 0,113 0,120 0,128 0,136 0,146 0,155 0,166 0,178 0,191 0,205 0,220 0,237 0,256 0,276 0,299 0,324 0,352 0,382 0,417 -1,0 6,976 -1,0 6,978 -1,0 6,985 -1,0 6,989 -1,0 7,000 -1,0 7,005 -1,0 7,015 -1,0 7,019 -1,0 7,029 -1,0 7,033 -1,0 7,042 -1,0 7,046 -1,0 7,055 -1,0 7,059 -1,0 7,067 -1,0 7,071 -1,0 7,079 -1,0 7,083 -1,0 7,090 -1,0 7,094 -1,0 7,101 -1,0 7,106 -1,0 7,112 -1,0 7,116 -1,0 7,123 -1,0 7,127 -1,0 7,133 -1,0 7,138 -1,0 7,143 -1,0 7,148 Энтальпия торможения перед решетками ͞h0, ͞h1w, кДж/кг 3512,6 3492,1 3473,6 3453,2 3440,6 3420,0 3405,9 3385,1 3370,2 3349,1 3333,4 3312,1 3295,7 3274,2 3257,1 3235,3 3217,6 3195,6 3177,2 3155,1 3136,1 3113,7 3094,2 3071,6 3051,6 3028,8 3008,1 2985,2 2964,2 2941,0 3 Энтальпия торможения ͞h2w, кДж/кг 3492,1 Давление торможения перед решетками ͞p0, ͞p1w, МПа 3453,3 3420,0 3385,1 3349,1 3312,2 3274,2 3235,4 3195,7 3155,2 3113,8 3071,7 3029,0 2985,3 2941,2 6,305 5,920 5,540 5,199 4,861 4,554 4,250 3,974 3,701 3,453 3,208 2,987 2,769 2,571 2,377 2,201 2,029 1,874 1,722 1,585 1,452 1,332 1,215 1,111 1,009 0,918 0,831 0,753 0,678 0,611 удельный объем торможения перед решетками ͞υ0, ͞υ1w, м /кг Показатель изоэнтропы k Критическое отношение давлений eкр 0,057 1,275 0,550 0,060 1,276 0,550 0,063 1,277 0,550 0,067 1,277 0,550 0,071 1,278 0,550 0,075 1,279 0,550 0,079 1,280 0,549 0,084 1,281 0,549 0,089 1,281 0,549 0,094 1,282 0,549 0,100 1,283 0,549 0,106 1,284 0,549 0,113 1,285 0,548 0,120 1,286 0,548 0,128 1,287 0,548 0,136 1,288 0,548 0,146 1,289 0,548 0,155 1,291 0,547 0,166 1,292 0,547 0,178 1,293 0,547 0,191 1,294 0,547 0,204 1,295 0,547 0,220 1,296 0,546 0,236 1,297 0,546 0,256 1,299 0,546 0,275 1,300 0,546 0,299 1,301 0,546 0,322 1,302 0,545 0,351 1,303 0,545 0,381 1,304 0,545 Отношение давлений e Критическое давление ркр1, pкр2, МПа 0,937 3,470 0,933 3,257 0,936 3,047 0,933 2,858 0,934 2,672 0,931 2,503 0,932 2,335 0,929 2,183 0,930 2,032 0,926 1,895 0,928 1,761 0,924 1,638 0,926 1,518 0,922 1,409 0,923 1,303 0,919 1,206 0,920 1,111 0,916 1,026 0,917 0,942 0,912 0,867 0,914 0,794 0,909 0,728 0,910 0,664 0,905 0,607 0,906 0,551 0,901 0,501 0,902 0,453 0,896 0,410 0,897 0,369 0,891 0,333 Критический удельный объем υкр, м /кг 3 0,091 0,096 0,101 0,106 0,113 0,119 0,126 0,133 0,142 0,150 0,160 0,169 0,180 0,191 0,204 0,217 0,232 0,247 0,265 0,283 0,304 0,325 0,351 0,376 0,407 0,438 0,475 0,513 0,559 0,606 Критическая скорость потока скр, м/с Скорость звука a1, a2, м/с Числа Маха М1t, М2t Число Маха Мw1 635,0 672,5 0,322 631,2 668,3 0,331 0,065 627,8 665,0 0,323 623,9 660,8 0,332 0,065 621,6 658,5 0,328 617,6 654,2 0,337 0,066 614,9 651,5 0,332 610,9 647,1 0,342 0,067 608,0 644,2 0,337 603,8 639,7 0,347 0,068 600,7 636,6 0,343 596,4 631,9 0,353 0,069 593,1 628,6 0,348 588,7 623,8 0,359 0,070 585,2 620,2 0,354 580,6 615,2 0,365 0,072 576,9 611,5 0,361 572,2 606,3 0,372 0,073 568,2 602,4 0,368 563,4 597,0 0,379 0,075 559,2 592,8 0,375 554,2 587,2 0,387 0,076 549,7 582,8 0,383 544,5 577,0 0,395 0,078 539,9 572,3 0,391 534,5 566,3 0,405 0,079 529,5 561,3 0,400 523,9 555,0 0,414 0,081 518,8 549,8 0,411 513,0 543,3 0,425 0,083 3 2 1,79E-06 1,85E-06 1,94E-06 2,00E-06 2,11E-06 2,18E-06 2,30E-06 2,38E-06 2,51E-06 2,60E-06 2,74E-06 2,84E-06 3,00E-06 3,12E-06 3,29E-06 3,42E-06 3,62E-06 3,77E-06 3,98E-06 4,15E-06 4,40E-06 4,60E-06 4,87E-06 5,10E-06 5,42E-06 5,68E-06 6,04E-06 6,35E-06 6,77E-06 7,13E-06 Кинематическая вязкость ν1t, ν2t, м /с Число Рейнольдса 4,83E+06 4,77E+06 1,44E+07 8,29E+06 1,33E+07 7,64E+06 1,22E+07 7,03E+06 1,13E+07 6,46E+06 1,03E+07 5,93E+06 9,48E+06 5,43E+06 8,68E+06 4,96E+06 7,93E+06 4,53E+06 7,22E+06 4,12E+06 6,57E+06 3,74E+06 5,95E+06 3,38E+06 5,37E+06 3,06E+06 4,83E+06 2,74E+06 4,33E+06 2,45E+06 Коэффициенты расхода μ1, μ2 0,965 0,966 0,968 0,946 0,969 0,948 0,970 0,900 0,971 0,901 0,972 0,954 0,973 0,956 0,974 0,957 0,974 0,958 0,975 0,959 0,975 0,960 0,976 0,960 0,976 0,961 0,976 0,909 0,976 0,914 0,013 0,013 0,014 0,015 0,015 0,016 0,017 0,019 0,019 0,021 0,022 0,023 0,024 0,026 0,027 0,029 0,031 0,033 0,035 0,038 0,041 0,043 0,047 0,050 0,054 0,058 0,063 0,072 0,071 0,085 Высоты решеток l1, l2, м 12,00 12,09 0,0148 11,57 11,65 0,0158 12,00 12,10 0,0163 11,93 12,17 0,0173 12,00 12,09 0,0181 11,99 12,22 0,0191 12,00 12,08 0,0201 12,76 12,29 0,0211 12,00 12,07 0,0225 12,56 12,08 0,0240 12,00 12,06 0,025 11,96 12,16 0,027 12,00 12,05 0,028 12,04 12,23 0,030 12,00 12,05 0,032 12,14 12,32 0,033 12,00 12,04 0,036 12,05 12,22 0,038 12,00 12,03 0,041 12,15 12,30 0,043 12,00 12,03 0,047 12,25 12,39 0,049 12,00 12,02 0,054 12,23 12,36 0,056 12,00 12,02 0,062 11,82 11,93 0,067 12,00 12,01 0,072 13,09 12,49 0,075 12,00 12,01 0,080 13,44 12,87 0,085 Хорды b1, b2, м 0,040 0,040 0,040 0,040 0,040 0,040 0,040 0,040 0,040 0,040 0,040 0,040 0,040 0,040 0,040 0,040 0,040 0,040 0,040 0,040 0,040 0,040 0,040 0,040 0,040 0,040 0,040 0,040 0,040 0,040 Корневой диаметр рабочей решетки d2к, м Относительный диаметр лопатки d/l Коэффициенты скорости φ, ψ Скорость выхода потока из решеток c1, w2, м/с — — 0,958 207,47 1,285 82,44 0,960 212,05 — — 0,960 206,4 1,285 75,46 0,928 203,5 — — 0,962 207,6 1,285 68,39 0,931 205,0 — — 0,964 208,8 1,285 61,84 0,933 206,4 — — 0,966 209,9 1,285 54,65 0,937 207,8 — — 0,967 211,0 1,285 49,25 0,939 209,2 — — 0,969 212,1 1,285 44,18 0,941 210,5 — — 0,970 213,2 1,285 39,50 0,943 211,6 — — 0,971 214,2 1,285 34,77 0,945 213,1 — — 0,972 215,2 1,285 30,90 0,947 214,2 — — 0,973 216,3 1,285 27,35 0,949 215,4 — — 0,974 217,3 1,285 23,89 0,950 216,6 — — 0,975 218,3 1,285 20,30 0,952 218,3 — — 0,976 219,1 1,285 18,24 0,952 218,8 — — 0,976 220,3 1,285 16,20 0,953 220,3 Относительная скорость входа в рабочую решетку w1 и абсолютная скорость выхода из нее c2, м/с 43,47 42,96 43,3 43,3 43,5 43,6 43,7 44,0 43,9 43,6 44,1 44,1 44,3 44,6 44,5 45,2 44,7 45,1 44,9 45,7 45,1 46,2 45,3 46,4 45,5 45,1 45,6 47,3 45,8 49,1 Углы направления этих скоростей β1, α2, град 91,76 85,6 93,4 97,5 92,2 95,9 -88,9 -85,4 -89,8 -86,9 89,3 -87,9 88,5 -88,9 87,9 -89,7 87,4 89,5 87,2 89,1 87,1 89,0 87,2 88,9 87,7 268,9 268,5 90,1 268,7 90,6 Потери энергии в решетках ΔHс, ΔHр, кДж/кг 1,91 1,93 1,80 3,36 1,72 3,25 1,65 3,14 1,59 3,02 1,53 2,94 1,48 2,86 1,43 2,78 1,39 2,70 1,34 2,64 1,31 2,59 1,28 2,53 1,25 2,49 1,22 2,45 1,21 2 Выходные площади решеток F1, F2, м Эффективные/выходные углы решеток α1эф/α1, β2эф/β2, град Потеря выходной скорсти ΔHвс, кДж/кг 0,92 Располагаемая энергия ступени Е0, кДж/кг Относительный лопаточный КПД ηoл Эквивалентный зазор δэкв, м 45,9 0,916 0,0002 2 Эквивалентные площади для подсчета утечек f1, f2, м Потери от утечек ξку и ξпу Потери от влажности ξвл Относительный внутренний КПД ηoi Использованный теплоперепад Hi, кДж/кг Внутренняя мощность Ni, кВт 0,9 1,0 1,0 45,3 0,886 0,0002 45,6 0,891 0,0002 0,9 45,9 0,896 0,0002 1,0 46,3 0,900 0,0002 1,0 46,6 0,904 0,0002 1,0 46,9 0,908 0,0002 1,0 47,3 0,911 0,0002 1,0 47,7 0,914 0,0002 1,1 48,0 0,917 0,0002 1,1 48,3 0,919 0,0002 1,0 48,7 0,922 0,0002 2,43 1,1 49,1 0,924 0,0002 1,2 49,3 0,926 0,0002 50,9 0,905 0,0002 0 0,0009 0,0005 0,0009 0,0005 0,0008 0,0005 0,0008 0,0005 0,0008 0,0005 0,0008 0,0005 0,0008 0,0005 0,0008 0,0005 0,0008 0,0005 0,0008 0,0005 0,0008 0,0005 0,0009 0,0005 0,0009 0,0005 0,0009 0,0005 0,0009 0,0000 0,0672 0,0979 0,0591 0,0809 0,0490 0,0730 0,0443 0,0658 0,0401 0,0590 0,0361 0,0527 0,0324 0,0469 0,0290 0,0416 0,0259 0,0367 0,0230 0,0323 0,0204 0,0282 0,0180 0,0245 0,0158 0,0212 0,0138 0,0186 0,0123 0,0 0,0 0,0 0,0 0,0 0,0 0,0 0,0 0,0 0,0 0,0 0,0 0,0 0,0 0,0 0,849 39,0 1735 0,729 33,0 1447 0,761 34,7 1522 0,778 35,7 1567 0,794 36,8 1612 0,809 37,7 1653 0,823 38,6 1693 0,835 39,5 1732 0,847 40,3 1770 0,857 41,1 1805 0,867 41,9 1839 0,876 42,7 1872 0,884 43,4 1904 0,891 44,0 1930 0,874 44,5 1912 Параметры энтальпия hk, кДж/кг пара за удельный объем υk, м3/кг отсеком сухость xk 2919,7 0,418 -1,000 18,0 Удельный расход 82

ПРИЛОЖЕНИЕ Б. Расчет части низкого давления одноцилиндровой паровой турбины Номер ступени Наименование величины Расход пара G, кг/с Параметры давление р0, МПа пара перед температура t0/сухость x0, °С/ступенью энтальпия h0, кДж/кг Кинетическая энергия на входе в ступень с02/2, кДж/кг Давление торможения перед ступенью ͞p0, МПа 7 8 5 6 сопловая рабочая сопловая рабочая сопловая рабочая сопловая рабочая сопловая рабочая сопловая рабочая сопловая рабочая сопловая рабочая 42,9 42,9 42,9 42,9 42,9 42,9 42,9 42,0 0,528 0,393 0,286 0,199 0,130 0,078 0,042 0,019 230,7 199,3 169,2 136,5 0,994 0,971 0,947 0,920 2919,7 2859,9 2802,9 2741,1 2673,5 2597,8 2515,3 2418,2 0,00 2,29 2,42 2,64 2,80 4,39 5,98 9,06 1 2 3 4 0,528 0,397 0,290 0,202 0,132 0,080 0,044 Располагаемый теплоперепад ступени ͞H0, кДж/кг 64,8 67,5 72,1 78,3 87,8 99,4 120,5 184,1 Изоэнтропийный теплоперепад ступени H0, кДж/кг 64,76 65,19 69,68 75,64 85,00 95,00 114,50 175,00 1,518 1,522 238,4 239,1 0,664 0,459 0,500 1,534 1,539 241,0 241,7 0,658 0,451 0,500 1,554 1,562 244,1 245,4 0,646 0,440 0,500 1,584 1,604 248,8 252,0 0,637 0,424 0,500 1,621 1,641 254,6 257,8 0,615 0,405 0,500 1,698 1,718 266,7 269,9 0,605 0,333 0,500 1,831 1,856 287,6 291,5 0,594 0,239 0,500 2,071 2,100 325,3 329,9 0,544 0,249 0,600 Средний диаметр ступени d1, d2, м Окружная скорость u1, u2, м/с Отношение скоростей (u/cф) корневая ρк Степень реакции средняя ρср периферийная ρп 0,538 0,547 0,558 0,585 0,600 0,602 0,0206 0,636 0,747 Изоэнтропийный теплоперепад в решетках ͞H0С, H0Р, кДж/кг Теоретическая скорость выхода из решеток c1t, w2t, м/с 32,4 32,4 33,7 33,7 36,0 36,0 39,1 39,1 43,9 43,9 49,7 49,7 60,2 60,2 73,6 110,4 254,5 263,0 259,8 268,6 268,5 278,2 279,8 291,7 296,3 310,5 315,3 330,8 347,1 365,4 383,7 487,9 Параметры давление р1, р2, МПа 0,457 0,393 0,338 0,286 0,241 0,199 0,163 0,130 0,102 0,078 0,059 0,042 0,029 0,019 0,012 0,0051 пара за удельный объем υ1t, υ2t, м3/кг решетками температура t1t, t2t/сухость x1t, x2t, °С/Температура насыщения t1s, t2s, °С 0,482 213,8 148,4 0,541 197,8 143,0 0,609 182,9 137,7 0,693 166,1 132,0 0,796 -1,0000 126,3 0,923 -1,0000 120,1 1,085 -1,0000 113,8 1,314 0,9914 107,1 1,633 0,9808 100,1 2,070 0,9677 92,8 2,671 0,9567 85,3 3,560 0,9424 77,3 4,946 0,9303 68,7 7,217 0,9135 59,3 11,080 0,9006 49,5 24,099 0,8700 33,2 Действительная энтальпия пара за решетками h1, h2, кДж/кг 2889,1 2858,6 2830,2 2800,1 2771,1 2738,7 2706,5 2671,2 2634,4 2594,7 2554,8 2510,0 2463,8 2409,4 2356,9 2256,8 Действительный удельный объем пара за решетками υ1, υ2, м3/кг Действительная сухость за ступенью x1, x2 Действительная энтропия пара за решетками s1, s2, кДж/(кгК) 0,483 0,542 0,610 0,696 0,798 0,927 1,087 1,317 1,634 2,074 2,674 3,567 4,952 7,236 11,097 24,217 -1,0 7,171 -1,0 7,175 -1,0 7,182 -1,0 7,190 -1,000 7,200 -1,000 7,209 -1,0000 7,220 0,9931 7,230 0,9817 7,242 0,970 7,253 0,9577 7,268 0,9445 7,282 0,9315 7,305 0,9160 7,323 0,9020 7,360 0,8743 7,393 Энтальпия торможения перед решетками ͞h0, ͞h1w, кДж/кг 2919,7 2891,1 2862,2 2832,4 2805,3 2773,4 2743,7 2709,1 2676,3 2637,9 2602,2 2559,0 2521,3 2469,1 2427,3 2364,0 Энтальпия торможения ͞h2w, кДж/кг 2891,3 2832,6 2773,7 2709,9 2638,7 2559,8 2470,3 2365,5 Давление торможения перед решетками ͞p0, ͞p1w, МПа 0,528 0,461 0,397 0,342 0,290 0,244 0,202 0,165 0,132 0,104 0,080 0,060 0,044 0,031 0,021 0,013 удельный объем торможения перед решетками ͞υ0, ͞υ1w, м3/кг Показатель изоэнтропы k Критическое отношение давлений eкр 0,431 1,306 0,545 0,479 1,307 0,544 0,539 1,309 0,544 0,605 1,310 0,544 0,692 1,311 0,544 0,790 1,312 0,543 0,920 1,313 0,543 1,075 1,138 0,577 1,299 1,135 0,577 1,604 1,133 0,578 2,028 1,130 0,578 2,612 1,127 0,579 3,454 1,123 0,580 4,793 1,119 0,581 6,860 1,115 0,582 10,582 1,108 0,583 Отношение давлений e Критическое давление ркр1, pкр2, МПа 0,865 0,287 0,853 0,251 0,852 0,216 0,838 0,186 0,832 0,158 0,816 0,133 0,806 0,110 0,786 0,095 0,771 0,076 0,749 0,060 0,732 0,046 0,705 0,035 0,668 0,026 0,632 0,018 0,585 0,012 0,401 0,007 Критический удельный объем υкр, м3/кг 0,686 0,763 0,857 0,963 1,105 1,286 1,523 1,726 2,108 2,603 3,291 4,240 5,607 7,784 11,143 17,181 Критическая скорость потока скр, м/с Скорость звука a1, a2, м/с Числа Маха М1t, М2t Число Маха Мw1 507,6 535,9 0,475 500,2 527,4 0,499 0,119 492,6 519,3 0,500 484,6 510,0 0,527 0,126 477,1 501,9 0,535 468,1 491,3 0,566 0,136 459,5 481,6 0,581 434,9 440,8 0,662 0,150 427,2 434,6 0,682 421,1 427,4 0,726 0,193 415,0 420,6 0,749 408,2 412,6 0,802 0,217 401,6 404,6 0,858 393,4 395,0 0,925 0,256 386,1 386,0 0,994 376,1 368,7 1,323 0,309 Кинематическая вязкость ν1t, ν2t, м2/с Число Рейнольдса Коэффициенты расхода μ1, μ2 8,01E-06 8,58E-06 9,38E-06 1,01E-05 1,13E-05 1,23E-05 1,40E-05 1,63E-05 2,00E-05 2,46E-05 3,15E-05 4,04E-05 5,55E-05 7,74E-05 1,18E-04 2,38E-04 2,22E+06 2,14E+06 3,60E+06 2,01E+06 3,09E+06 1,71E+06 2,60E+06 1,35E+06 1,92E+06 9,54E+05 1,30E+06 6,19E+05 8,13E+05 3,57E+05 4,25E+05 1,55E+05 0,973 0,973 0,975 0,957 0,976 0,958 0,976 0,959 0,986 0,972 0,997 0,979 1,010 0,987 1,025 0,996 0,084 0,091 0,104 0,116 0,132 0,149 0,172 0,202 0,240 0,295 0,364 0,472 0,605 0,860 1,182 2,082 Высоты решеток l1, l2, м 15,00 15,01 0,0683 15,23 15,24 0,0723 15,00 15,02 0,0836 15,69 15,82 0,0886 15,00 15,01 0,1042 15,68 15,79 0,1122 15,00 15,00 0,1336 15,13 15,21 0,1536 16,00 16,15 0,1708 17,43 17,74 0,1908 16,00 16,34 0,248 19,06 19,57 0,268 16,00 16,56 0,381 21,28 22,02 0,406 17,00 17,85 0,621 29,03 30,39 0,650 Хорды b1, b2, м 0,070 0,070 0,070 0,070 0,070 0,070 0,070 0,070 0,070 0,070 0,100 0,100 0,150 0,150 0,200 0,200 Корневой диаметр рабочей решетки d2к, м Относительный диаметр лопатки d/l Коэффициенты скорости φ, ψ Скорость выхода потока из решеток c1, w2, м/с — — 0,972 247,31 1,450 21,05 0,972 255,70 — — 0,973 252,8 1,450 17,38 0,949 254,9 — — 0,975 261,7 1,450 13,92 0,951 264,6 — — 0,976 273,0 1,450 10,45 0,954 278,1 — — 0,977 289,4 1,450 8,60 0,955 296,5 — — 0,977 307,9 1,450 6,42 0,955 315,8 — — 0,977 339,1 1,450 4,57 0,955 348,9 — — 0,977 375,1 1,450 3,23 0,956 466,3 Относительная скорость входа в рабочую решетку w1 и абсолютная скорость выхода из нее c2, м/с 64,06 67,64 65,6 69,6 68,3 72,6 72,2 74,8 83,8 93,7 91,3 109,4 103,6 134,6 119,2 246,8 Углы направления этих скоростей β1, α2, град 89,62 83,5 87,2 87,1 82,7 82,7 78,1 77,3 73,8 74,7 71,6 75,3 68,8 76,3 74,6 72,9 Потери энергии в решетках ΔHс, ΔHр, кДж/кг 1,80 1,89 1,78 3,59 1,81 3,68 1,87 3,85 2,02 4,25 2,28 4,84 2,76 5,89 3,29 10,31 Выходные площади решеток F1, F2, м2 Эффективные/выходные углы решеток α1эф/α1, β2эф/β2, град 2,29 Потеря выходной скорсти ΔHвс, кДж/кг Располагаемая энергия ступени Е0, кДж/кг Относительный лопаточный КПД ηoл Эквивалентный зазор δэкв, м Эквивалентные площади для подсчета утечек f1, f2, м2 Потери от утечек ξку и ξпу Потери от влажности ξвл Относительный внутренний КПД ηoi Использованный теплоперепад Hi, кДж/кг Внутренняя мощность Ni, кВт 62,5 0,941 0,0003 2,4 2,6 65,1 0,917 0,0003 2,8 69,5 0,921 0,0003 4,4 75,5 0,924 0,0003 6,0 83,4 0,925 0,0003 30,4 111,4 0,922 0,0003 184,1 0,761 0,0003 0 0,0017 0,0010 0,0018 0,0010 0,0018 0,0010 0,0019 0,0010 0,0020 0,0011 0,0022 0,0012 0,0025 0,0013 0,0030 0,0000 0,0209 0,0258 0,0169 0,0207 0,0139 0,0161 0,0112 0,0116 0,0085 0,0078 0,0062 0,0048 0,0043 0,0021 0,0023 0,0 0,0 0,0 0,0031 0,0171 0,0429 0,0697 0,0959 0,920 57,5 2559 0,875 56,9 2535 0,886 61,6 2745 0,894 67,5 3005 0,888 74,0 3347 0,867 81,0 3700 0,844 94,0 4365 0,660 121,6 5105 Параметры энтальпия hk, кДж/кг пара за удельный объем υk, м3/кг отсеком сухость xk Удельный расход 9,1 93,4 0,924 0,0003 83 2305,7 24,776 0,894 1040,6

# >74CE ">?;82> - # ">?;82> " ! 078D8:0B>@ ! " !E5<0 2. "# A 3078D8:0B>@>< - !-3D v17.1 Home © 2017 "!-!8AB5<K?@>5:B8@>20=8O", >AA8O. A5?@02070I8I5=K. = 2 . !? > 4 ; . > 4 ? . 8 4 0 B 0 7 0 < . 8 = 2 . ! = 2 . !4 C 1 ; . > 4 ? . 8 4 0 B 0 ! ? @ 0 2 . ! 5 @ 2 . ? @ 8 < 5 = . 54;O:><<5@G5A:>3>8A?>;L7>20=8O " ">?;82> ! !5?0@0B>@K >74CE !E5<0 1. "# A 2K=>A=>9 :0<5@>9 A3>@0=8O 8 B5?;>>1<5==8:>< - " >74CE !E5<0 3. "# A 2K=>A=>9 :0<5@>9 A3>@0=8O 8 A5?0@0B>@0<8 # 8 B . 0 A A 0 0 A H B 0 1 0 @ 8 0 = B K B 5 ? ; > 2 K E# A E 5 < " # 8AB 7 < . 8 A B !4 > : C < . > 4 ? . 0 B 0 0 7 @ 0 1 . 5 A B 5 @ > 2 .. @ > 2 . 8 B @ > E > 2 0 .. " .: > = B @ . - 8 A B > 2 1 .: > = B @ . # B 2 . 8 B @ > E > 2 0 .. > ? 8 @ > 2 0 ; - $ @ > < 0 B A1

! #E>4OI85 307K 50M@0B>@ #E>4OI85 307K 0@010= 4;O ! 50M@0B>@ ! 8B0B5;L=K5 =0A>AK >4>3@520B5;L =87:>3> 402;5=8O 0@>20O BC@18=0 5 @ 2 . ? @ 8 < 5 = . ! ! 0@010= 4;O :>=BC@0 2KA>:>3> 402;5=8O 0@>20O BC@18=0 >=45=A0B>@ - ! ? @ 0 2 . ! "5?;>20O >4=>:>=BC@=0O AE5<0 # !-3D v17.1 Home ©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

t, °! ´t0 ¸d =590Å! ¸??=493,27Å! t0 =540Å! ¸s =290,69Å! ´t1 ts =284,12Å! ¸M:=162,47Å! tM:=278,69°! ¸CE=158,33Å! B =32169: Q? ? Q8A?=67374:B ! ts4 =81,32°! 8 A ? t? =60°! 2 Q48A?=1372:B QM:=42648:B - ! Q:C Q, :B h, :6/:3 P024 3600 0 3500 5 @ 2 . ? @ 8 < 5 = . , P024 0 , 3400 3300 3200 ! ? @ 0 2 . ! 3100 P224 3000 2900 224 2t24 2800 P0=4 0=4 2700 x:=1 !-3D v17.1 Home © 2017 "!-!8AB5<K?@>5:B8@>20=8O", >AA8O. A5?@02070I8I5=K. = 2 . !? > 4 ; . > 4 ? . 8 4 0 B 0 7 0 < . 8 = 2 . ! = 2 . !4 C 1 ; . > 4 ? . 8 4 0 B 0 2600 54;O:><<5@G5A:>3>8A?>;L7>20=8O 2500 x:=0,894 2400 P: 2300 2=4 2200 2t=4 2100 6,5 7,0 7,5 s, :6/:3* 8 B . 0 A A 0 0 A H B 0 1 h-s 4 8 0 3 @ 0 < < K 4 ; O 7 < . 8 A B !4 > : C < . > 4 ? . 0 B 0 Q-t 8 0 7 @ 0 1 . 5 A B 5 @ > 2 .. > 4 = > : > = B C @ = > 9 B 5 ? ; > 2 > 9 # @ > 2 . 8 B @ > E > 2 0 .. A E 5 < K # " .: > = B @ . 8 A B 8 A B > 2 1 : 0 D . " .: > = B @ . # B 2 . 8 B @ > E > 2 0 .. > ? 8 @ > 2 0 ; $ @ > < 0 B A2

t, °! #E>4OI85 307K >=BC@ 2KA>:>3> 402;5=8O 5@51@>A ?8B0B5;L=>9 2>4K 87 - 1 2 - 2 >=BC@ =87:>3> 402;5=8O >?>;=8B5;L=K9 8A?0@8B5;L=K9 :>=BC@ 8B0B5;L=0O 2>40 ¸d =590Å! ´t024 ¸??24=494,1Å! t0 =540Å! ¸s24=292Å! ts24=284,12Å! ´t124 t0=4=277°! ¸M:242 =207,3Å! tM:242 =277Å! ¸s=4=160Å! ts=4=153,68Å! Q??24=31905:B ´t1=4 tM:242 =145Å! ¸48A?=104,64Å! tM:=4=146,56Å! ¸CE=95Å! ts48A?=81,32Å! t?2=60Å! B =3187: Q4 ? A 8 QM:242_??=4=28169:B Q8A?=4=15730:B Q8A?24=67203:B QM =18413: B : 2 4 1_M : = 4 - 2 8 ! - 1 8 - ! ! Q:C Q, :B h, :6/:3 P024 3600 0 3500 5 @ 2 . ? @ 8 < 5 = . , P024 0 , 3400 3300 3200 P224 ! ? @ 0 2 . ! 3100 3000 2900 224 2t24 2800 h0=4 P0=4 0A<5H 2700 x:=1 !-3D v17.1 Home © 2017 "!-!8AB5<K?@>5:B8@>20=8O", >AA8O. A5?@02070I8I5=K. = 2 . !? > 4 ; . > 4 ? . 8 4 0 B 0 7 0 < . 8 = 2 . ! = 2 . !4 C 1 ; . > 4 ? . 8 4 0 B 0 2600 2500 x:=0,898 2400 P: 2300 2=4 2200 2t=4 2100 6,5 54;O:><<5@G5A:>3>8A?>;L7>20=8O 7,0 7,5 s, :6/:3* 8 B . 0 A A 0 0 A H B 0 1 h-s 4 8 0 3 @ 0 < < K 4 ; O 7 < . 8 A B !4 > : C < . > 4 ? . 0 B 0 Q-t 8 0 7 @ 0 1 . 5 A B 5 @ > 2 .. 4 2 C E : > = B C @ = > 9 B 5 ? ; > 2 > 9 # @ > 2 . 8 B @ > E > 2 0 .. A E 5 < K # " .: > = B @ . 8 A B 8 A B > 2 1 : 0 D . " .: > = B @ . # B 2 . 8 B @ > E > 2 0 .. > ? 8 @ > 2 0 ; $ @ > < 0 B A2

5 3 2 ²2=27.9Å ±2=87.1Å ²1=148.6Å c1=281.3 < /A 176 42Å 116 w1=185.9 < /A u1=422.9 < /A 100 ±1=20.1Å w2=502.1 < /A c2=235.4 < /A 25,5Å 650 u2=431.9 < /A ²1=80.1 =140.52 Å Å ±1=15.8Å ±1=18.8 621 ±2=82.9Å ±2=77.5 c1=365.6 < /A 71 9 ²2=32.2 =23.8Å 42Å w1=119.9 < /A u1=325.3 < /A 135,5 c2=246.9 < /A 54Å 118 5 @ 2 . ? @ 8 < 5 = . u2=329.9 < /A ²1=37.8 =35.1ÅÅ ²2=38.8 =32.9Å ±2=78.3Å ±2=75.4 w1=285.4 < /A c2=240.4 < /A u1=290.6 < /A w2=370.6 < /A 78Å (2:1) 128 7,5 2 12 2 16 80 80 1515 ÇÇ66 2,5 1 Ç6 (2:1) Ç12 !-3D v17.1 Home © 2017 "!-!8AB5<K?@>5:B8@>20=8O", >AA8O. A5?@02070I8I5=K. = 2 . !? > 4 ; . > 4 ? . 8 4 0 B 0 7 0 < . 8 = 2 . ! = 2 . !4 C 1 ; . > 4 ? . 8 4 0 B 0 u2=227.8 < /A 38±0,31 " 1800 1450 ! ? @ 0 2 . ! c1=485.8 < /A 42Å 53 ±1=21.1Å 127 54;O:><<5@G5A:>3>8A?>;L7>20=8O 77 w2=452.8 < /A 8 B . 0 A A 0 0 A H B 0 1 > A ; 5 4 = O O A B C ? 5 = L# - 1:2,5 B C @ 1 8 = K 8AB 8AB>2 1 : 0 D . " 7 < . 8 A B !4 > : C < . > 4 ? . 0 B 0 0 7 @ 0 1 . 5 A B 5 @ > 2 . . @ > 2 . 8 B @ > E > 2 0 . . " .: > = B @ . .: > = B @ . # B 2 . 8 B @ > E > 2 0 . . > ? 8 @ > 2 0 ; $ @ > < 0 B A1

8 A .1 0 2 8 A 8 < > A B L C 3 ; > 2 2 E > 4 0 8 2 K E > 4 0 ? > B > : 0 > B 2 K A > B K ; > ? 0 B : 8 @ > D 8 ; 8 A > ? ; > 2 > 9 8 @ 0 1 > G 5 9 @ 5 H 5 B > : 8 A .2 0 2 8 A 8 < > A B L , A B 5 ? 5 = 8 @ 5 0 : B 8 2 = > A B 8 8 U/C$> B 2 K A > B K ; > ? 0 B : 8 8 A .5 @ > D 8 ; L A > ? ; > 2 > 9 @ 5 H 5 B : 8 !-3D v17.1 Home ©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

Рецензии:

Авторизуйтесь, чтобы добавить рецензию

- у работы пока нет рецензий -

Отзывы:

Авторизуйтесь, чтобы оставить отзыв