Пылеугольный энергоблок мощностью 800 МВт на суперсверхкритические параметры пара

Мария Белова

Пылеугольный энергоблок мощностью 800 МВт на суперсверхкритические параметры пара

Основная доля производства электроэнергии в России – около 70% – приходится на тепловые электрические станции, работающие на органическом топливе. Большое распространение они получили благодаря независимости от места строительства и малой стоимости топлива. В настоящее время создание в России современных блоков на суперсверхкритические параметры пара является актуальной задачей. В первой главе данной работы приводится краткое описание принципиальной тепловой схемы энергоблока на базе турбины К-800-30 и ее расчет, в результате которого определены основные энергетические и экономические показатели энергоблока. Во второй главе содержится тепловой расчет проточной части цилиндра высокого давления с определением числа ступеней, теплоперепадов, основных размеров ступеней и средних интегральных характеристик ступени первой и последней ступеней по результатам их теплового расчета на среднем диаметре. Так же в этой главе представлена оценка числа выходов потока в конденсатор и проведена оценка размеров последней ступени, что в целом позволяет сформировать представление об облике турбины. В третьей главе представлены результаты комплексных расчетов на прочность последней ступени ЦВД турбины. Заключительная глава посвящена оценке целесообразности и возможности использования тепла, теряемого в конденсаторе паровой турбины путем применения в системе охлаждения теплового насоса.

Машиностроение

Дипломы

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

ID: 5f3518abcd3d3e0001b8819c

UUID: 5ccabb20-bf7f-0138-18a7-0242ac180006

Язык: Русский

Опубликовано: больше 4 лет назад

Просмотры: 44

10.88

Мария Белова

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

Комментировать 0

Рецензировать 0

Скачать - 2,3 МБ

Поделиться работой

МИНОБРНАУКИ РОССИИ федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования «Национальный исследовательский университет «МЭИ» Институт Кафедра ЭнМИ ПГТ ВЫПУСКНАЯ КВАЛИФИКАЦИОННАЯ РАБОТА (бакалаврская работа) Направление 13.03.03 Энергетическое машиностроение (код и наименование) Направленность (профиль) Газотурбинные, паротурбинные установки и двигатели Форма обучения Тема: очная (очная/очно-заочная/заочная) Пылеугольный энергоблок мощностью 800 МВт на суперсверхкритические параметры пара Студент Научный руководитель Консультант Консультант С-4-16 группа к.т.н. подпись доцент Белова М.О. фамилия и инициалы Митрохова О.М. уч. степень должность подпись фамилия и инициалы уч. степень должность подпись фамилия и инициалы уч. степень должность подпись фамилия и инициалы подпись фамилия и инициалы «Работа допущена к защите» Зав. кафедрой д.т.н. уч. степень профессор звание Дата Москва, 2020 Грибин В.Г.

МИНОБРНАУКИ РОССИИ федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования «Национальный исследовательский университет «МЭИ» Институт Кафедра ЭнМИ ПГТ ЗАДАНИЕ НА ВЫПУСКНУЮ КВАЛИФИКАЦИОННУЮ РАБОТУ (бакалаврскую работу) 13.03.03 Энергетическое машиностроение Направление (код и наименование) Направленность (профиль) Газотурбинные, паротурбинные установки и двигатели очная Форма обучения (очная/очно-заочная/заочная) Тема: Пылеугольный энергоблок мощностью 800 МВт на суперсверхкритические параметры пара С-4-16 Студент Научный руководитель Консультант Консультант Зав. кафедрой группа к.т.н. подпись доцент Белова М.О. фамилия и инициалы Митрохова О.М. уч. степень должность подпись уч. степень должность подпись фамилия и инициалы уч. степень должность подпись фамилия и инициалы д.т.н. уч. степень профессор звание подпись фамилия и инициалы Грибин В.Г. фамилия и инициалы Место выполнения работы ФГБОУ ВО «НИУ «МЭИ» кафедра Паровых и паровых турбин им. А.В. Щегляева 2

СОДЕРЖАНИЕ РАЗДЕЛОВ ЗАДАНИЯ И ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ 1. Описание турбоагрегата К-800-30 на сверхритические параметры пара и его принципиальная тепловая схема 2.Расчёт принципиальной тепловой схемы, определение энергетических показателей энергоблока. 3. Определение оптимального облика паровой турбины, оценка размеров последней ступени, детальный расчёт проточной части высокого давления турбины 4. Проведение комплексных расчетов на прочность одной из ступеней ЦВД 5. Выбор одной из имеющихся в открытом доступе схем включения теплового насоса в ПТС ТЭС и оценка целесообразности ее применения ПЕРЕЧЕНЬ ГРАФИЧЕСКОГО МАТЕРИАЛА Количество листов не менее четырех Количество слайдов в презентации не более 12 РЕКОМЕНДУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА 1. Рыжкин В.Я., Тепловые электрические станции. Учебник для вузов, 3-е изд., перераб. и доп. // Энергоатоиздат, 1987. - 328 с. 2.Щегляев А.В. Паровые турбины. – 5-е изд., доп. и подгот. к печати проф. Трояновским. – М.: Энергия, 1976. – 368 с. 3

АННОТАЦИЯ Данная выпускная бакалаврская работа посвящена конденсационной турбоустановки К-800-30 разработке суперсверхкритических параметров пара с одноступенчатым промежуточным перегревом пара с прямоточным парогенератором. С этой целью проведен расчет принципиальной тепловой схемы энергоблока; выполнена оценка диаметров и числа ступеней турбины; проведен тепловой расчет первой и последней ступеней ЦВД турбины К-800-30 на среднем диаметре. Выполнен комплекс расчетов последней ступени для оценки ее прочности. В заключительной части работы приведена оценка эффективности использования теплового насоса теплообменники, которого установлены на подводящем и отводящем трубопроводах охлаждающей воды конденсатора. Работа выполнена на 101 листе и содержит 25 рисунков. Графический материал:  тепловая схема энергоблока – 1 лист (формат А1);  процесс расширения пара в h,s-диаграмме – 2 листа (формат А3);  чертеж последней ступени ЦВД турбины К-800-30 – 1 лист (формат А1);  схема подключения теплового насоса – 1 лист (формат А3); 4

СОДЕРЖАНИЕ Введение ................................................................................................................... 6 1. Энергоблок с паровой турбиной К-800-30 ..................................................... 8 1.1. Описание принципиальной тепловой схемы ........................................ 8 1.2. Расчет ПТС энергоблока ....................................................................... 12 2. Выбор концепции паровой турбины и ее расчет ......................................... 31 2.1. Детальный расчет первой ступени ЦВД............................................... 31 2.2. Распределение теплоперепадов и определение числа ступеней ЦВД ...................................................................................................... 45 2.3. Детальный расчет последней ступени ЦВД ......................................... 54 2.4. Оценка размеров последней ступени ЦНД .......................................... 70 3. Прочность элементов последней ступени ЦВД ........................................... 72 3.1. Напряжения рабочих лопаток ................................................................ 72 3.2. Напряжения в диске ................................................................................ 74 3.3. Напряжения в хвостовом соединении .................................................. 83 3.4. Напряжение изгиба в диафрагме ........................................................... 92 4. Оценка целесообразности использования тепловых насосов в тепловой схеме ТЭС ........................................................................................................ 94 Заключение ............................................................................................................ 99 Список литературы ............................................................................................. 101 5

ВВЕДЕНИЕ Основная доля производства электроэнергии в России – около 70% – приходится на тепловые электрические станции (ТЭС), работающие на органическом топливе. Большое распространение они получили благодаря независимости от места строительства (осуществляется транспортировка топлива железнодорожным или автомобильным транспортом) и малой стоимости топлива. Существенные успехи в развитии угольных ТЭС достигнуты во многих странах, в том числе, в Германии, где уже в 1998 г. на ТЭС Schwarze Pumpe были введены два энергоблока, работающих на буром угле, мощностью по 800 МВт с параметрами пара 26,8 МПа, 547/565°С, КПД 40,8%; в 2002 г. – энергоблок на ТЭС Nideraussem мощностью 1012 МВт брутто и 965 МВт нетто с КПД 45,2%, параметры пара – 27,5 МПа, 580/600°С [1]. Что касается отечественной энергетики, то в советское время уже были наработки по блокам, работающим на суперсверхкритических параметрах. Так еще в в ноябре 1949 года пуск на ТЭЦ ВТИ был осуществлен пуск первого в мире опытного котла 60-ОП на параметры пара 30 МПа, 600°С, а затем после реконструкции 30 МПа, 650 С. Одним из первых пилотных проектов был блок СКР-100. Создание надстроечного блока СКР-100 было осуществлено в 1956 году на Каширской ГРЭС. Надстроечный блок мощностью 100 МВт на параметры пара 30 МПа, 650°С с промперегревом при 10 МПа, 565°С подавал пар на три работающие турбины станции мощностью до 30 МВт [1]. Таким образом, в настоящее время создание в России современных блоков на суперсверхкритические параметры пара является несомненно актуальной задачей В первой главе данной работы приводится краткое описание принципиальной тепловой схемы энергоблока на базе турбины К-800-30 и представлен ее расчет, в результате которого определены основные энергетические и экономические показатели энергоблока. 6

Во второй главе содержится тепловой расчет проточной части цилиндра высокого давления (ЦВД) с определением числа ступеней, теплоперепадов, основных размеров ступеней и средних интегральных характеристик ступени первой и последней ступеней по результатам их теплового расчета на среднем диаметре. Так же в этой главе представлена оценка числа выходов потока в конденсатор и проведена оценка размеров последней ступени, что в целом позволяет сформировать представление об облике турбины. В третье главе представлены результаты комплексных расчетов на прочность последней ступени ЦВД турбины, которые показали, что все элементы ступени удовлетворяют условиям прочности. Заключительная глава посвящена оценке целесообразности и возможности использования тепла, теряемого в конденсаторе паровой турбины путем применения в системе охлаждения теплового насоса Расчеты выполнялись с помощью программных пакетов MathCAD, WaterSteamPRO и REFPROP. Графическая часть работы выполнена с помощью программного комплекса AutoCAD. 7

1. Энергоблок с паровой турбиной К-800-30 Принципиальная тепловая схема (ПТС) энергоблока определяет основное содержание технологичееского процесса преобразования тепловой энергии. Она включает основное и вспомогательное теплоэнергетическое оборудование, учавствующее в осуществлении этого процесса и входящее в состав пароводяного тракта. Основной заключается в целью расчета определении ПТС проектируемого технических энергоблока характеристик теплового оборудования (расходов пара и воды) и энергетических показателей энергоблока и его частей (КПД и удельного расхода тепла). ПТС при проектировании рассчитавается при максимальной электрической мощности Nэ. Эта величина является исходной в данном расчете и определяет выбор оборудования энергоблока. В рассматриваемой ПТС энергоблока было выбран прямоточный парогенератор, работающий на конденсационную турбину К-800-30. 1.1. Описание принципиальной тепловой схемы Энергоблок мощностью 800 МВт, принципиальная схема которого приведена на рисунке 1.1, состоит из прямоточного парогенератора и одновальной конденсационной турбоустановки К-800-30 сверхкритических параметров пара с одноступенчатым газовым промежуточным перегревом пара. Турбина включает в себя цилиндр высокого давления (ЦВД), цилиндр среднего давления (ЦСД) и три цилиндра низкого давления (ЦНД1, ЦНД2, ЦНД3). Свежий пар от парогенератора (30 МПа, 650 °С) поступает в двухпоточный цилиндр высокого давления. После ЦВД пар направляется на промежуточный перегрев. После промежуточного перегрева пар (3,45 МПа, 650 °С) подводится в середину двухпоточного ЦСД. Из ЦСД пар (0,226 МПа) отводится в три двухпоточных ЦНД. Конечное давление пара в 8

турбине перед конденсатором – 5 кПа (рис. 1.2). Пар из отборов используется для регенеративного подогрева питательной воды. Отбор пара после отсека 0`-1 ЦВД направлен в подогреватель ПВД1, отбор после ЦВД (отсек 1-2) направлен в подогреватель ПВД2. Отбор пара после отсека 2-3 ЦСД направлен в ПВД3, турбопривод ТП и деаэратор, отбор после отсека 3-4 ЦСД – в ПНД4, после отсека 4-5 – в ПНД5. Отбор пара после отсека 5-6 ЦНД направлен в ПНД6, после отсека 6-7 – в ПНД7, после отсека 7-к – в конденсатор. Конденсат турбины откачивается из конденсатора насосом и подогревается в четырех регенеративных подогревателях низкого давления. После деаэратора вода питательным насосом прокачивается через три подогревателя высокого давления. Все ПВД, ПНД4 и ПНД5 имеют встроенные пароохладители, а все ПВД снабжены также встроенными охладителями дренажа. Питательный насос имеет конденсационный турбопривод, питаемый паром из третьего отбора турбины. Конденсат направляется в смеситель СМ2. Дренажи ПВД сливаются каскадно в деаэратор. Дренажи ПНД4 и ПНД5 – каскадно в ПНД6, затем дренажным насосом подаются в смеситель СМ1. Дренаж ПНД7 поступает в смеситель СМ2. 9

Рис. 1.1. ПТС энергоблока с турбиной К-800-240 10

Рис. 1.2. Процесс расширения пара в h,s-диаграмме. 11

1.2. Расчет ПТС энергоблока Расчет проводится по методике, подробно изложенной в [2]. Электрическая мощность турбоустановки: Nэ  800 МВт Давление насыщенного пара: P0  30 МПа Температура насыщенного пара: t0  650 °C Давление в конденсаторе: Pк  5 кПа Температура питательной воды: tпв  280 °C Температура перегретого пара после промежуточного перегрева: tпп  650 °C Давление в деаэраторе: Pд  0.7 МПа Величина недогрева пара на входе в деаэратор: Δtд  15 °C Потери давления в ПВД: ΔPПВД  0.5 МПа Величина перегрева пара в ПВД: ΘПВД  3 °С Величина перегрева пара в ПНД: ΘПНД  5 °С КПД электрогенератора: ηэг  0.995 КПД механический турбоустановки: 12

ηмех  0.98 Параметры питательной воды турбоустановки. Давление за питательным насосом: Pпн  1.35 P0  40.5 МПа Давление питательной воды (за П1): Pпв  Pпн  3 ΔPПВД  39 МПа Энтальпия питательной воды: кДж hпв  wspHPT Pпв tпв  1229.121 кг Давление воды за П2:   Pв2  Pпн  2 ΔPПВД  39.5 МПа Давление воды за П3: Pв3  Pпн  ΔPПВД  40 МПа Температура воды на выходе из конденсатора:   tк'  wspTSP Pк  32.875 °C Энтальпия конденсата: кДж hк'  wspHSWT tк'  137.765 кг   Температура воды на выходе из деаэратора:   tд'  wspTSP Pд  164.953 °C Энтальпия воды на выходе из деаэратора: кДж hд'  wspHSWT tд'  697.143 кг   Температура воды на выходе из ПНД4: tв4  tд'  Δtд  273.15 К  149.953 °C Энтальпия воды на выходе из ПНД4:   hв4  wspHPT 1.2 МПа tв4  632.495 13 кДж кг

Найдем подогрев воды τ во всех подогревателях. τ2 τ1 = 1.3 τ2 = τ3 τ4 τ5 = τ5 τ6 = τ6 = 1.02 τ7 τ1  τ2  τ3 = hпв  hв4 τ4  τ5  τ6  τ7 = hв4  hсм2 Откуда энтальпии воды за каждым подогревателем. hв2  1063.4 hв5  507.3 кДж кДж кДж hв3  847.9 hв4  632.5 кг кг кг кДж кг hв6  384.5 кДж кДж hв7  264.1 кг кг Найдем параметры воды, пара и дренажа в регенеративных подогревателях. Для ПВД1: Температура пара: t1'  tпв  ΘПВД  283 °C Давление пара:   Pп1  wspPST t1'  6.712 МПа Для ПВД2: Температура воды:   tв2  wspTPH Pв2 hв2  243.999 °C Температура пара: t2'  tв2  ΘПВД  246.999 °C 14

Давление пара:   Pп2  wspPST t2'  3.778 МПа Перегрев охладителя дренажа: θод  14 °С Температура дренажа из ПВД1: tдр1  tв2  θод  257.999 °C Энтальпия дренажа из ПВД1: кДж hдр1  wspHPT Pп1 tдр1  1124.638 кг Для ПВД3:   Температура воды:   tв3  wspTPH Pв3 hв3  194.851 °C Температура пара: t3'  tв3  ΘПВД  197.851 °C Давление пара:   Pп3  wspPST t3'  1.486 МПа Температура дренажа из ПВД2: tдр2  tв3  θод  208.851 °C Энтальпия дренажа из ПВД2: кДж hдр2  wspHPT Pп2 tдр2  893.167 кг   Найдем параметры питательного насоса. КПД ПН: ηн  0.85 Удельный объем в ПН: 15

3 м vпн  wspVSWT tд'  0.00111 кг   Подогрев воды в ПН: vпн кДж τпн  Pпн  Pд   51.879 кг ηн   Энтальпия воды за ПН: кДж hпн  hд'  τпн  749.022 кг Температура воды за ПН:   tпн  wspTPH Pпн hпн  171.615 °C Для ПНД4: Температура пара: t4'  tв4  ΘПНД  154.953 °C Давление пара:   Pп4  wspPST t4'  0.543 МПа Температура дренажа из ПВД3: tдр3  tпн  θод  185.615 °C Энтальпия дренажа из ПВД3: кДж hдр3  wspHPT Pп3 tдр3  788.222 кг Для ПНД5:   Теплоемкость воды: кДж cpH2O  4.188 кг К Температура воды: hв5 tв5   273.15 K  121.121 °C cpH2O 16

Температура пара: t5'  tв5  ΘПНД  126.121 °C Давление пара:   Pп5  wspPST t5'  0.24 МПа Температура дренажа из ПНД4: tдр4  tв5  θод  135.121 °C Энтальпия дренажа из ПНД4: кДж hдр4  wspHPT Pп4 tдр4  568.436 кг   Для ПНД6: воды: Температура hв6 tв6   273.15 K  91.803 °C cpH2O Температура пара: t6'  tв6  ΘПНД  96.803 °C Давление пара:   Pп6  wspPST t6'  0.09 МПа Энтальпия пара: кДж hп6'  wspHSWT t6'  405.617 кг   Температура дренажа из ПНД5: tдр5  tв6  θод  105.803 °C Энтальпия дренажа из ПНД5: кДж hдр5  wspHPT Pп5 tдр5  443.693 кг   Температура дренажа из ПНД6: 17

tдр6  t6'  96.803 °C Энтальпия дренажа из ПНД6: кДж hдр6  hп6'  405.617 кг Для ПНД7: Температура воды: hв7 tв7   273.15 K  63.06 °C cpH2O Температура пара: t7'  tв7  ΘПНД  68.06 °C Давление пара:   Pп7  wspPST t7'  0.029 МПа Энтальпия пара: кДж hп7'  wspHSWT t7'  284.892 кг   Температура дренажа из ПНД7: tдр7  t7'  68.06 °C Энтальпия дренажа из ПНД7: кДж hдр7  hп7'  284.892 кг Параметры пара перед турбиной в точке 0. Давление пара: P0  30 МПа Температура пара: t0  650 °C Энтальпия пара: 18

кДж h0  wspHPT P0 t0  3599.677 кг   Параметры пара в голову ЦВД в точке 0`. Потеря давления: ξвд  3 % Давление пара в голову турбины:   P0'  P0 1  ξвд  29.1 МПа Энтальпия пара в голову турбины: кДж h0'  h0  3599.677 кг Энтропия пара в голову турбины: кДж s0'  wspSPH P0' h0'  6.42 кг К   Удельный объем: 3 м v0'  wspVPS P0' s0'  0.013 кг   Параметры пара в отборе на ПВД1 из ЦВД в точке 1t (теоретический процесс). Величина потери давления в отборе: ΔPотбПВД  4 % Давление пара: P1  Pп1  6.992 МПа 1  ΔPотбПВД Энтропия пара: кДж s1t  s0'  6.42 кг К Энтальпия пара: кДж h1t  wspHPS P1 s1t  3138.718 кг   19

Внутренний относительный КПД ЦВД: ηoiВД  0.87 Параметры пара в отборе на ПВД1 из ЦВД в точке 1 (действительный процесс). Энтальпия пара: кДж h1  h0'  h0'  h1t  ηoiВД  3198.643 кг   Энтропия пара: кДж s1  wspSPH P1 h1  6.509 кг К   Удельный объем: 3 м v1  wspVPS P1 s1  0.041 кг   Параметры пара в отборе на ПВД2 из ЦВД в точке 2t (теоретический процесс). Давление пара: P2  Pп2  3.936 МПа 1  ΔPотбПВД Энтропия пара: кДж s2t  s0'  6.42 кг К Энтальпия пара: кДж h2t  wspHPS P2 s2t  2990.326 кг Параметры пара в отборе на ПВД2 из ЦВД в точке 2 (действительный процесс). Энтальпия пара:   кДж h2  h0'  h0'  h2t  ηoiВД  3069.542 кг   Энтропия пара: 20

кДж s2  wspSPH P2 h2  6.553 кг К Удельный объем:   3 м v2  wspVPS P2 s2  0.066 кг   Параметры пара промежуточного перегрева. Температура промежуточного перегрева пара: tпп  650 °C Потеря давления: ξнд  10 % Давление промежуточного перегрева:   Pпп  P2 1  ξнд  3.542 МПа Энтальпия промежуточного перегрева: кДж hпп  wspHPT Pпп tпп  3793.289 кг   Энтропия промежуточного перегрева: кДж sпп  wspSPT Pпп tпп  7.558 кг К   Параметры пара в отборе на ПВД3 и ТП из ЦСД в точке 3t (теоретический процесс). Давление пара: P3  Pп3  1.548 МПа 1  ΔPотбПВД Энтропия пара: кДж s3t  sпп  7.558 кг К Энтальпия пара: кДж h3t  wspHPS P3 s3t  3473.839 кг   21

Параметры пара в отборе на ПВД3 и ТП из ЦСД в точке 3 (действительный процесс). Внутренний относительный КПД ЦСД: ηoiСД  0.9 Энтальпия пара: кДж h3  hпп  hпп  h3t  ηoiСД  3505.784 кг   Энтропия пара: кДж s3  wspSPH P3 h3  7.598 кг К   Параметры пара в отборе на ПНД4 из ЦСД в точке 4t (теоретический процесс). Величина потери давления в отборе: ΔPотбПНД  2 % Давление пара: P4  Pп4  0.554 МПа 1  ΔPотбПНД Энтропия пара: кДж s4t  sпп  7.558 кг К Энтальпия пара: кДж h4t  wspHPS P4 s4t  3149.363 кг   Параметры пара в отборе на ПНД4 из ЦСД в точке 4 (действительный процесс). Энтальпия пара: кДж h4  hпп  hпп  h4t  ηoiСД  3213.755 кг   Энтропия пара: 22

кДж s4  wspSPH P4 h4  7.66 кг К   Параметры пара в отборе на ПНД5 из ЦСД в точке 5t (теоретический процесс). Давление пара: P5  Pп5  0.245 МПа 1  ΔPотбПНД Энтропия пара: кДж s5t  sпп  7.558 кг К Энтальпия пара: кДж h5t  wspHPS P5 s5t  2940.794 кг   Параметры пара в отборе на ПНД5 из ЦСД в точке 5 (действительный процесс). Энтальпия пара: кДж h5  hпп  hпп  h5t  ηoiСД  3026.043 кг   Энтропия пара: кДж s5  wspSPH P5 h5  7.719 кг К Параметры пара на входе в ЦНД.   Потери давления: ξнд  8 % Давление пара:   P5'  P5 1  ξнд  0.226 МПа Энтальпия пара: кДж h5'  h5  3026.043 кг Энтропия пара: 23

кДж s5'  wspSPH P5' h5  7.757 кг К   Параметры пара в отборе на ПНД6 из ЦНД в точке 6t (теоретический процесс). Давление пара: P6  Pп6  0.092 МПа 1  ΔPотбПНД Энтропия пара: кДж s6t  s5'  7.757 кг К Энтальпия пара: кДж h6t  wspHPS P6 s6t  2822.205 кг   Параметры пара в отборе на ПНД4 из ЦСД в точке 6 (действительный процесс). Внутренний относительный КПД ЦНД: ηoiНД  0.85 Энтальпия пара: кДж h6  h5'  h5'  h6t  ηoiНД  2852.781 кг   Энтропия пара: кДж s6  wspSPH P6 h6  7.824 кг К   Параметры пара в отборе на ПНД7 из ЦНД в точке 7t (теоретический процесс). Давление пара: P7  Pп7 1  ΔPотбПНД  0.029 МПа Энтропия 24

пара: кДж s7t  s5'  7.757 кг К Энтальпия пара: кДж h7t  wspHPS P7 s7t  2616.978 кг   Параметры пара в отборе на ПНД7 из ЦСД в точке 7 (действительный процесс). Энтальпия пара: кДж h7  h5'  h5'  h7t  ηoiНД  2678.338 кг   Энтропия пара: кДж s7  wspSPH P7 h7  7.93 кг К   Параметры пара перед конденсатором в точке kt (теоретический процесс). Давление пара: Pк  5 кПа Энтропия пара: кДж skt  s5'  7.757 кг К Энтальпия пара: кДж hkt  wspHPS Pк skt  2365.778 кг   Степень сухости пара:   xkt  wspXPS Pк skt  0.92 Параметры пара перед конденсатором в точке k (действительный процесс). Энтальпия пара: кДж hk  h5'  h5'  hkt  ηoiНД  2464.818 кг   Энтропия пара: 25

кДж sk  wspSPH Pк hk  8.08 кг К Степень сухости пара:     xk  wspXPS Pк sk  0.96 Параметры пара в трубоприводе. Величина потери давления: ΔPтп  7 % Давление пара на входе:   P0'тп  P3 1  ΔPтп  1.44 МПа Энтальпия пара на входе: кДж h0тп  h3  3505.784 кг Энтропия пара на входе: кДж s0'тп  wspSPH P0'тп h0тп  7.632 кг К Энтропия пара на выходе:   кДж sктпt  s0'тп  7.632 кг К Давление пара в ТП: Pктп  Pк  1 кПа  6 кПа Энтальпия пара на выходе (теоретический процесс): кДж hтпt  wspHPS Pктп sктпt  2350.915 кг КПД ТП:   ηтп  0.86 Энтальпия пара на выходе (действительный процесс): кДж hтп  h0тп  h0тп  hтпt  ηтп  2512.597 кг   Энтропия пара на выходе: 26

кДж sктп  wspSPH Pктп hтп  8.154 кг К Доля отбора пара:  αтп   τпн  h0тп  hтп  ηмех  0.053 Степень сухости на выходе:   xтп  wspXPS Pктп sктп  0.978 Параметры пара в конденсаторе ТП. Температура пара:   tктп'  wspTSP Pктп  36.16 °C Энтальпия пара: кДж hктп'  wspHSWT tктп'  151.494 кг   УТБ ПВД1: α1 h1  hв2 = α1 hдр1  hпв УТБ ПВД2:   α2 h2  α1 hдр1  hв3 = hв2  α1  α2  hдр2 УТБ ПВД3:     αп3 h3  α1  α2  hдр2  hпн = α1  α2  αп3  hдр3  hв3 УТБ Д:  α1  α2  αп3  hдр3  αкд hв4  αд h3 = hд' УТБ ПНД4: α4 h4  αкд hв5 = αкд hв4  α4 hдр4 УТБ ПНД5:     α5 h5   α4  α5  α6  hдр6  αк hв6  α4 hдр4 = αкд hв5  α4  α5  hдр5   УТБ ПНД6: 27

    α6 h6  αк hв7  α4  α5  hдр5 = α4  α5  α6  hдр6  αк hв6 УТБ ПНД7:   α7 h7  αкп hк'  αтп hктп'  α7 hдр7 = α7 hдр7  αк hв7 УМБ К: αк = 1  α1  α2  αп3  αд  α4  α5  α6 УМБ КП: αкп = 1  α1  α2  αп3  αд  α4  α5  α6  α7  αтп УМБ: 1 = αкд  α1  α2  αп3  αд Откуда: α1  0.08 α2  0.09 αп3  0.03 α4  0.037 α6  0.032 α7  0.034 αд  0.012 αкд  0.788 αк  0.684 αкп  0.597 α5  0.035 Выполним проверку найденных долей отбора пара: α'кд  αк  α4  α5  α6  0.788 α'к  αкп  α7  αтп  0.684 αк  0.684 Энтальпия воды за точкой СМ2: hсм2   αкп hк'  αтп hктп'  α7 hдр7  146.09 кДж кг αк Доля отбора пара из ЦСД: α3  αп3  αд  αтп  0.095 Проведем контроль материального баланса пара и конденсата ЦВД. Отсек 0`-1: αпв  1 28

Отсек 1-2: α12  1  α1  0.92 Внутренняя работа ЦВД: кДж Hпр_ВД  h0'  h1  1  α1  h1  h2  519.819 кг      Проведем контроль материального баланса пара и конденсата ЦСД. Отсек 2-3: α23  α12  α2  0.83 Отсек 3-4: α34  α23  α3  0.735 Отсек 4-5: α45  α34  α4  0.698 Внутренняя работа ЦСД: кДж Hпр_CД  α23 hпп  h3  α34 h3  h4  α45 h4  h5  584.036 кг       Проведем контроль материального баланса пара и конденсата ЦНД. Отсек 5-6: α56  α45  α5  0.663 Отсек 6-7: α67  α56  α6  0.63 Отсек 7-К: α7К  α67  α7  0.597 Внутренняя работа ЦНД: кДж Hпр_НД  α56 h5  h6  α67 h6  h7  α7К h7  hk  352.12 кг     Расход пара на турбину: 29  

G0  Nэ  Hпр_ВД  Hпр_CД  Hпр_НД  ηмех ηэг  563.491 кг с КПД брутто турбоустановки:   Nэ  αтп G0 h0тп  hтп  ηмех η   0.495 G0 h0  hпв  G0 α23 hпп  h2     Удельный расход тепла: qэ  1  2.019 η G0  h0  hпв  G0 α23  hпп  h2 кДж q'э   7267.944 кВт ч Nэ  αтп G0  h0тп  hтп  ηмех 30

2. Выбор концепции паровой турбины и ее расчет 2.1. Детальный расчет первой ступени ЦВД Расход пара на турбину: G0  563.491 кг с Частота вращения: n  50 1 с Длина хорды сопловой лопатки: b1  120 мм Длина хорды рабочей лопатки: b2  80 мм Примем характеристики первой ступени. Эффективный угол выхода из сопловой решетки: α1_ст1  14 deg Средний диаметр: dср_ст1  0.98 м Степень реактивности на среднем диаметре первой ступени: ρср_ст1  0.2 Окружная скорость сопловой решетки первой ступени: м u_ст1  π dср_ст1  n  153.938 с Примем коэффициент скорости в сопловой решетке в первом приближении [3]: φ  0.956 31

Оценим оптимальное отношение скоростей xф_ст1   φ cos α1_ст1  2 1  ρср_ст1 u : cф  0.519 Фиктивная скорость: u_ст1 м cф_ст1   296.865 с xф_ст1 Располагаемый теплоперепад ступени: 2 cф_ст1 кДж H̅0_ст1   44.064 кг 2 Располагаемый теплоперепард сопловой решетки: кДж H̅0с_ст1  1  ρср_ст1  H̅0_ст1  35.252 кг   Параметры пара в точке 1t_ст: Энтропия пара: кДж s1t_ст1  s0'  6.42 кг К Энтальпия пара: кДж h1t_ст1  h0'  H̅0с_ст1  3564.426 кг Давление пара:   p1_ст1  wspPHS h1t_ст1 s1t_ст1  26.479 МПа Удельный объем: 3 м v1t_ст1  wspVHS h1t_ст1 s1t_ст1  0.014 кг   Определяем режим течения: 32

ε1  p1_ст1 P0  0.883 >0.546 -течение дозвуковое Теоретическая скорость выхода из сопловых лопаток: c1t_ст1  2 H̅0с_ст1  265.524 м с Зададимся коэффициентом расхода [3]: μ1  0.967 Площадь выхода из сопловой решетки: F1_ст1  G0 v1t_ст1 c1t_ст1 μ1  0.0306 м 2 Примем степень парциальности: e  1 Принимаем, что диаметры d1_ст1 и d2_ст1 равны между собой и равны dср_ст1. Высота сопловых лопаток: F1_ст1 l1_ст1   41.113 мм π d1_ст1 e sin α1_ст1   Уточнение коэффициентов: φ  0.98  0.008 b1 l1_ст1  0.957 b1 μ1  0.982  0.005  0.967 l1_ст1 Обратная веерность первой ступени: θ1  d1_ст1  23.837 l1_ст1 Так как величина обратной веерности >20, корневую степень 33

реактивности первой ступени можно оценить по формуле l1_ст1   ρк_ст1  1  1  ρср_ст1   1  1.8   0.14 d1_ст1   Условие ρк>0.04...0.06 выполняется.   Число Маха для сопловой решетки первой ступени: M1t_ст1  c1t_ст1  0.384<1 wspWHS h1t_ст1 s0'   Потери на теплоперепад сопловой решетки:  ΔH c_ст1  H̅0с_ст1  1  φ   2.99 кДж кг 2 Параметры пара в точке 1_ст: Энтальпия пара: кДж h1_ст1  h1t_ст1  ΔH c_ст1  3567.416 кг Энтропия пара: кДж s1_ст1  wspSPH p1_ст1 h1_ст1  6.423 кг К   Удельный объем: 3 м v1_ст1  wspVHS h1_ст1 s1_ст1  0.014 кг   Абсолютная скорость выхода из сопловой лопатки: м c1_ст1  φ c1t_ст1  254.014 с Относительная скорость выхода из сопловой лопатки: w1_ст1  м 2 2 u_ст1  c1_ст1  2 u_ст1  c1_ст1 cos α1_ст1  111.077 с  Угол выхода относительной скорости из сопловой лопатки:  c1_ст1 sin α1_ст1  β1_ст1  asin    33.589 deg w1_ст1     34 

Проверка: м c1_ст1 sin α1_ст1  61.451 с м w1_ст1 sin β1_ст1  61.451 с     Располагаемый теплоперепад рабочей решетки: кДж H0р_ст1  ρср_ст1  H̅0_ст1  8.813 кг Параметры пара в точке 2t_ст1: Энтальпия пара: кДж h2t_ст1  h1_ст1  H0р_ст1  3558.603 кг Энтропия пара: кДж s2t_ст1  s1_ст1  6.423 кг К Давление пара:   p2_ст1  wspPHS h2t_ст1 s2t_ст1  25.854 МПа Удельный объем: 3 м v2t_ст1  wspVHS h2t_ст1 s2t_ст1  0.014 кг   Относительная скорость выхода из рабочей решетки: м с Число Маха для рабочей решетки первой ступени: w2t_ст1  M2t_ст1  2 w1_ст1  2 H0р_ст1  173.101 w2t_ст1   wspWHS h2t_ст1 s2t_ст1  0.251 <1 Величина корневой перекрыши: Δlк_ст1  1.0 мм Величина периферийной перекрыши: 35

Δlп_ст1  2.0 мм Высота рабочей лопатки: l2_ст1  l1_ст1  Δlк_ст1  Δlп_ст1  44.113 мм Корневой диаметр: dк  d2_ст1  l2_ст1  0.936 м Примем коэффициенты скорости и расхода в рабочей решетке: b2 ψ'  0.96  0.014  0.935 l2_ст1 b2 μ2  0.965  0.01  0.947 l2_ст1 Площадь выхода из рабочей решетки: F2_ст1  G0 v2t_ст1 μ2 w2t_ст1  0.049 м 2 Угол выхода относительной скорости из рабочей лопатки:    21.126 deg π dср_ст1  l2_ст1    F2_ст1 β2_ст1  asin  Потери на теплоперепад рабочей решетки: ΔH р_ст1  w2t_ст1 2 2   1  ψ' 2   1.895 кДж кг Энтальпия пара в точке 2: кДж h2_ст1  h2t_ст1  ΔH р_ст1  3560.498 кг Удельный 3 объем: м v2_ст1  wspVPH p2_ст1 h2_ст1  0.014 кг   Относительная скорость выхода из рабочей решетки: 36

м с Абсолютная скорость выхода из рабочей решетки: w2_ст1  ψ' w2t_ст1  161.782 м 2 2 u_ст1  w2_ст1  2 u_ст1  w2_ст1 cos β2_ст1  58.389 с Угол выхода абсолютной скорости из рабочей решетки:  c2_ст1   α2_ст1  atan      w2_ст1 sin β2_ст1    π  92.974 deg w2_ст1 cos β2_ст1  u_ст1    Проверка: м c2_ст1 sin α2_ст1  58.31 с   м w2_ст1 sin β2_ст1  58.31 с Проекции скоростей:   м w1a_ст1  w1_ст1 sin β1_ст1  61.451 с м w2a_ст1  w2_ст1 sin β2_ст1  58.31 с м w1u_ст1  w1_ст1 cos β1_ст1  92.53 с       м w2u_ст1  w2_ст1 cos β2_ст1  150.908 с   Усилие, действующее на лопатки в окружном направлении:   Ru  G0 w1u_ст1  w2u_ст1  137175.307 Н Удельная работа: 2 2 2 2 c1_ст1  c2_ст1 w2_ст1  w1_ст1 кДж Lu    37.474 кг 2 2 Потери с выходной скоростью: 2 c2_ст1 кДж ΔH в.с   1.705 кг 2 37

Примем коэффициент использования выходной скорости: χв.с  1 Относительный лопаточный КПД: ηол  Lu  88.467 % H̅0_ст1  χв.с ΔH в.с Параметры для сопловой и рабочей лопаток: сопловая рабочая l1_ст1  41.113 мм l2_ст1  44.113 мм α1_ст1  14 deg α2_ст1  92.974 deg β1_ст1  33.589 deg β2_ст1  21.126 deg м c1_ст1  254.014 с м w1_ст1  111.077 с м c2_ст1  58.389 с M1t_ст1  0.384 M2t_ст1  0.251 w2_ст1  161.782 Рассмотрим дополнительные потери в данной ступени. Определение потерь от трения диска. Радиус диска: rд  d2_ст1  l2_ст1  0.468 м 2 Примем относительный зазор s`= s согласно [4]: rд s'  0.02 Кинематическая вязкость:   ν1  wspKINVISPH p1_ст1 h1_ст1  5.005  10 38 7 м  2 с м с

  ν2  wspKINVISPH p2_ст1 h2_ст1  5.071  10 7 м  2 ν1  ν2 7 м ν   5.038  10  2 с 2 с Число Рейнольдса: Reu  u_ст1 rд ν  1.43  10 8 Коэффициент трения диска: kтр  2.5 10 2  s' 0.1  Reu  0.2  3.954  10 4 Относительная величина потери от трения диска: dср_ст1 2 3 ξтр  kтр x  0.002 F1_ст1 μ1 ф_ст1 Определение потерь от периферийного уплотнения. Радиальный зазор над вершинами рабочих лопаток [3]: δr  0.65 мм Тип периферийного уплотнения - надбандажное уплотнение обычного типа (см. рис 2.1.). Рис. 2.1. Периферийное уплотнение с бандажом Периферийная степень реактивности: l1_ст1   ρп_ст1  1   1  ρср_ст1    1  1.7   0.257 d1_ст1   Потери от периферийного уплотнения: ξп.у    ρп_ст1 π dср_ст1  l2_ст1  δr   η  0.035 F1_ст1 μ1 1  ρср_ст1 ол 39

Внутренний относительный КПД ступени: ηoi  ηол  ξтр  ξп.у  84.748 % Внутренний теплоперепад на ступень: кДж Hi  ηoi H̅0_ст1  χв.с ΔH в.с  35.899 кг Внутренняя мощность ступени:   Ni  Hi G0  20.229 МВт Подбор профиля сопловой решетки проводится согласно методике, изложенной в [5]. Угол входа потока в сопловую решетку α=90°, абсолютный угол выхода потока из сопловой решетки α1_ст1=14°, число Маха M1t_ст1  0.384 , значит сопловая решетка дозвуковая. По вышеперечисленным значениям подбираем профиль С-9015А. Модельное значение хорды: bм_c  51.46 мм Модельный коэффициент: b1 αc   2.332 bм_c Радиус выходной кромки: rвых.кр_c  0.4 мм Модельная толщина выходной кромки: δвых.кр.м_c  2rвых.кр_c  0.8 мм Толщина выходной кромки: δвых.кр_c  αc δвых.кр.м_c  1.866 мм По минимуму коэффициента потерь для кривой M1t_ст1  0.384 (рис.2.2) находим значение: t1_опт  0.75 40

Рис. 2.2. Зависимость профильных потерь (С-9015А) Число лопаток в сопловой решетке: π d1_ст1 e zc1   34.208 t1_опт b1 Число лопаток в сопловой решетке должно быть четным, поэтому во втором приближении примем: zc  34 Уточним оптимальный шаг сопловой решетки: π d1_ст1 e tc   90.552 мм zc Относительный оптимальный шаг: tc tc_опт   0.755 b1 Установочный угол:   αу  α1_ст1  16 deg tc_опт  0.75  23.1 deg  37.026 deg По зависимости ζ=f( M1t_ст1) (рис.2.3) найдем значение профильных потерь: ζпроф.с  2.4 % 41

Рис. 2.3. Зависимость профильных потерь (С-9015А) Относительная высота профиля: l1_ст1 lотн.с   0.343 b1 1 По значению  2.919 (рис.2.4) определяем величину суммарных lотн.с ζсумм.с  8 % потерь: Рис. 2.4. Зависимость суммарных потерь (С-9015А) Концевые потери: ζкон.с  ζсумм.с  ζпроф.с  5.6 % Подбор профиля рабочей решетки проводится согласно методике, изложенной в [5]. Угол входа потока в рабочую решетку β1_ст1  33.589 deg, относительный угол выхода потока из рабочей решетки β2_ст1  21.126 deg, число Маха M2t_ст1  0.251 , значит рабочая решетка дозвуковая. По вышеперечисленным значениям подбираем профиль Р-3021А. Модельное значение хорды: 42

bм_р  25.95 мм Модельный коэффициент: b2 αр   3.083 bм_р Радиус выходной кромки: rвых.кр_р  0.2 мм Модельная толщина выходной кромки: δвых.кр.м_р  2rвых.кр_р  0.4 мм Толщина выходной кромки: δвых.кр_р  αр δвых.кр.м_р  1.233 мм По минимуму коэффициента потерь для кривой β1_ст1  33.589 deg (рис.2.5) находим значение: t2_опт  0.62 Рис. 2.5. Зависимость профильных потерь (Р-3021А) Число лопаток в рабочей решетке: π d2_ст1 e zр1   62.072 t2_опт b2 Во втором приближении примем: zр  62 Уточним оптимальный шаг рабочей решетки: tр  π d2_ст1 e zр  49.657 мм 43

Относительный оптимальный шаг: tр tр_опт   0.621 b2 Установочный угол: βу  β2_ст1  12.8 deg tр_опт  0.65  58 deg  79.501 deg   По зависимости ζ=f( tр_опт) (рис.2.6) найдем значение профильных потерь: ζпроф.р  4.1 % Рис. 2.6. Зависимость профильных потерь (Р-3021А) Относительная высота профиля: l2_ст1 lотн.р   0.551 b2 По значению потерь: ζсумм.р  15.8 % 1 lотн.р  1.814 (рис.2.7) определяем величину суммарных 44

Рис. 2.7. Зависимость суммарных потерь (Р-3021А) Концевые потери: ζкон.р  ζсумм.р  ζпроф.р  11.7 % ЦВД 2.2. Распределение теплоперепадов и определение числа ступеней Располагаемый теплоперепад первой ступени ЦВД: кДж H̅0_ст1  44.064 кг В первой ступени не используется энергия выходной скорости предыдущей ступени: кДж H0_ст1  H̅0_ст1  44.064 кг Первый отсек ЦВД. Давление пара в поворотной камере: Pпк  11.9 МПа Энтальпия пара в поворотной камере (теоретический процесс): кДж hпкt  wspHPS Pпк s0'  3293.902 кг Энтальпия пара в поворотной камере (действительный процесс):   кДж hпк  h0'  h0'  hпкt  ηoiВД  3333.7 кг Энтропия пара в поворотной камере:   кДж sпк  wspSPH Pпк hпк  6.472 кг K   Удельный объем: 3 м v2_стz_1  wspVPH Pпк hпк  0.027 кг Располагаемый теплоперепад первого отсека ступеней ЦВД:   кДж H0_1ЦВД  h0'  hпкt  305.776 кг Корневая степень реактивности одинакова для всех ступеней отсека 45

высокого давления: ρк_стz  ρк_ст1  0.14 Потери с выходной скоростью последней ступени первого отсека высокого давления приближенно оценим: кДж ΔH вс_стz_1  ( 1  0.96)  H̅0_ст1  1.763 кг Абсолютная скорость выхода потока из рабочих лопаток: c2_стz_1  2 ΔH вс_стz_1  59.373 м с Площадь щели уплотнения: Fу  π 0.6 dср_ст1  0.0005 м  9.236  10 4 m 2 Отношение давлений: Pпк εу   0.449 p1_ст1 Число гребней: zу  70 Коэффициент расхода уплотнения: μу  0.765 Расход пара через уплотнение: 2 p1_ст1 1  εу кг ΔG у_1  μу Fу   3.284 v1_ст1 с zу Принимаем dк=const для всего ЦВД. Корневой диаметр последней ступени первого отсека ЦВД: dк = d2_стz_1  l2_стz_1 Произведение длины лопатки последней ступени на средний диаметр можно записать, используя уравнение неразрывности (т.к. последняя ступень будет проектироваться из условия обеспечения максимума КПД, считаем α2_стz=90°): 46

d2_стz_1 l2_стz_1 =  v2_стz_1 G0  ΔG у_1 c2_стz_1 π  Найдем: d2_стz_1  1015.023 мм l2_стz_1  79.136 мм Обратная веерность последней ступени первого отсека: d2_стz_1 θz_1   12.826 l2_стz_1 Окружная скорость последней ступени первого отсека: м uстz_1  π d2_стz_1 n  159.439 с Фиктивная скорость последней ступени первого отсека: uстz_1 м cф_стz_1   307.474 с xф_1 Располагаемый теплоперепад последней ступени первого отсека: 1 кДж 2  cф_стz_1  47.27 2 кг Изоэнтропийный теплоперепад: H̅0_стz_1  кДж кг Средний изоэнтропийный теплоперепад группы ступеней ЦВД при услови линейного изменения теплоперепадов по ступеням: H0_ст1  H0_стz_1 кДж H0_ср_1ЦВД   44.249 кг 2 H0_стz_1  0.94 H̅0_стz_1  44.434 Число ступеней первого отсека ЦВД (первое приближение): H0_1ЦВД z'1ЦВД   6.91 H0_ср_1ЦВД Примем средневзвешенный КПД группы ступеней высокого давления: ηoi_ст_ЦВД  0.86 Коэффициент (рабочее тело - пар, процесс расширения лежит в области перегретого пара): 47

кг кДж Коэффициент возврата тепла: kт  4.2 10 4    qt_1  kт 1  ηoi_ст_ЦВД  H0_1ЦВД  z'1ЦВД  1  0.015 z'1ЦВД Число ступеней первого отсека ЦВД (второе приближение): H0_1ЦВД  1  qt_1 z''1ЦВД   7.017 H0_ср_1ЦВД   Примем число ступеней первого отсека ЦВД: z1ЦВД  7 Второй отсек ЦВД. Длина хорды сопловой лопатки: b1_2  120 мм Длина хорды рабочей лопатки: b2_2  80 мм Примем характеристики первой ступени второго отсека. Эффективный угол выхода из сопловой решетки: α1_ст1_2  16 deg Средний диаметр: dср_ст1_2  1.07 м Степень реактивности на среднем диаметре первой ступени: ρср_ст1_2  0.2 Окружная скорость сопловой решетки первой ступени: м u_ст1_2  π dср_ст1_2  n  168.075 с Примем коэффициент скорости в сопловой решетке в первом приближении φ  0.96 48

Оценим оптимальное отношение скоростей xф_ст1_2   φ cos α1_ст1_2  2 1  ρср_ст1_2 u : cф  0.516 Фиктивная скорость: u_ст1_2 м cф_ст1_2   325.811 с xф_ст1_2 Располагаемый теплоперепад ступени: 2 cф_ст1_2 кДж H̅0_ст1_2   53.076 кг 2 Располагаемый теплоперепад сопловой решетки: кДж H̅0с_ст1_2  1  ρср_ст1_2  H̅0_ст1_2  42.461 кг   Параметры пара в точке 1t_ст1_2: Энтропия пара: кДж s1t_ст1_2  sпк  6.472 кг К Энтальпия пара: кДж h1t_ст1_2  hпк  H̅0с_ст1_2  3291.191 кг кДж h1_ст1_2  hпк  hпк  h1t_ст1_2  ηoiВД  3296.711 кг Давление пара:     p1_ст1_2  wspPHS h1t_ст1_2 s1t_ст1_2  10.393 МПа Удельный объем: 3 м v1t_ст1_2  wspVHS h1t_ст1_2 s1t_ст1_2  0.03 кг   Определяем режим течения: 49

ε1_2  p1_ст1_2 Pпк  0.873 >0.546 -течение дозвуковое Теплоперепад на первую ступень второго отсека: кДж H0_ст1_2  hпк  h1t_ст1_2  42.461 кг Теоретическая скорость выхода из сопловых лопаток: c1t_ст1_2  2 H̅0с_ст1_2  291.414 м с Зададимся коэффициентом расхода: μ1_2  0.969 Площадь выхода из сопловой решетки: F1_ст1_2  G0 v1t_ст1_2 c1t_ст1_2 μ1_2  0.0593 м 2 Примем степень парциальности: e  1 Принимаем, что диаметры d1_ст1_2 и d2_ст1_2 равны между собой и равны dср_ст1_2. Высота сопловых лопаток: F1_ст1_2 l1_ст1_2   64.022 мм π dср_ст1_2  e sin α1_ст1_2   Уточнение коэффициентов: φ  0.98  0.008 b1 l1_ст1_2  0.965 b1 μ1_2  0.982  0.005  0.973 l1_ст1_2 Обратная веерность первой ступени: 50

θ1_2  dср_ст1_2  16.713 l1_ст1_2 Так как величина обратной веерности >20, корневую степень реактивности первой ступени можно оценить по формуле l1_ст1_2   ρк_ст1_2  1  1  ρср_ст1_2   1  1.8   0.114 dср_ст1_2   Условие ρк>0.04...0.06 выполняется.   Число Маха для сопловой решетки первой ступени: c1t_ст1_2 M1t_ст1_2   0.463<1 wspWHS h1t_ст1_2 sпк   Δlк_ст1_2  1.5 мм Δlп_ст1_2  2.5 мм Высота рабочей лопатки: l2_ст1_2  l1_ст1_2  Δlк_ст1_2  Δlп_ст1_2  68.022 мм Корневой диаметр: dк_2  dср_ст1_2  l2_ст1_2  1.002 м Параметры пара за последней ступенью второго отсека (теоретические): Давление пара: p2_стz_2  P2  3.936 МПа Энтальпия пара: кДж h2t_стz_2  wspHPS P2 sпк  3021.132 кг   Параметры пара за последней ступенью (действительные): Энтальпия пара: кДж h2_стz_2  hпк  hпк  h2t_стz_2  ηoiВД  3061.8 кг   51

Удельный объем: 3 м v2_стz_2  wspVPH P2 h2_стz_2  0.066 кг Располагаемый теплоперепад второго отсека ступеней ЦВД:   кДж H0_2ЦВД  hпк  h2t_стz_2  312.521 кг Потери с выходной скоростью последней ступени второго отсека высокого давления приближенно оценим: кДж ΔH вс_стz_2  ( 1  0.94)  H̅0_ст1_2  3.185 кг Абсолютная скорость выхода потока из рабочих лопаток: м с Корневой диаметр последней ступени второго отсека ЦВД: c2_стz_2  2 ΔH вс_стz_2  79.807 dк_2 = d2_стz_2  l2_стz_2 Произведение длины лопатки последней ступени на средний диаметр можно записать, используя уравнение неразрывности (т.к. последняя ступень будет проектироваться из условия обеспечения максимума КПД, считаем α2_стz=90°): d2_стz_2 l2_стz_2 = v2_стz_2 G0 α12 c2_стz_2 π Найдем: d2_стz_2  1122.985 мм l2_стz_2  121.007 мм Обратная веерность последней ступени второго отсека: θz_2  d2_стz_2  9.28 l2_стz_2 Окружная скорость последней ступени первого отсека: м uстz_2  π d2_стz_2 n  176.398 с 52

Средняя степень реактивности для второго отсека: ρср_2  0.25 Оптимальное отношение скоростей xф_2   φ cos α1_ст1 2 1  ρср_2   0.541 u : cф Фиктивная скорость последней ступени второго отсека: uстz_2 м cф_стz_2   326.303 с xф_2 Располагаемый теплоперепад последней ступени второго отсека: 1 кДж 2  cф_стz_2  53.237 2 кг Изоэнтропийный теплоперепад последней ступени второго отсека: H̅0_стz_2  кДж кг Средний изоэнтропийный теплоперепад группы ступеней ЦВД при услови линейного изменения теплоперепадов по ступеням: H0_ст1_2  H0_стz_2 кДж H0_ср_2ЦВД   46.252 кг 2 H0_стz_2  0.94 H̅0_стz_2  50.043 Число ступеней второго отсека ЦВД (первое приближение): H0_2ЦВД z'2ЦВД   6.757 H0_ср_2ЦВД Коэффициент возврата тепла: z'2ЦВД  1 qt_2  kт 1  ηoi_ст_ЦВД  H0_2ЦВД   0.016 z'2ЦВД   Число ступеней второго отсека ЦВД (второе приближение): H0_2ЦВД  1  qt_2 z''2ЦВД   6.863 H0_ср_2ЦВД Примем число ступеней второго отсека ЦВД:   z2ЦВД  7 53

2.3. Детальный расчет последней ступени ЦВД Длина хорды сопловой лопатки: b1_2  120 мм Длина хорды рабочей лопатки: b2_2  80 мм Принимаем, что диаметры d1_стz_2 и d2_стz_2 равны между собой и равны dср_2. Окружная скорость последней ступени первого отсека: uстz_2  176.398 м с Средняя степень реактивности для второго отсека: ρср_2  0.25 Оптимальное отношение скоростей u : cф xф_2  0.541 Фиктивная скорость последней ступени второго отсека: м cф_стz_2  326.303 с Располагаемый теплоперепад последней ступени второго отсека: кДж кг Изоэнтропийный теплоперепад последней ступени второго отсека: H̅0_стz_2  53.237 кДж кг Располагаемый теплоперепад сопловой решетки: H0_стz_2  50.043 кДж H̅0с_стz_2  1  ρср_2  H̅0_стz_2  39.928 кг Располагаемый теплоперепад рабочей решетки:   54

кДж H0р_стz_2  ρср_2 H̅0_стz_2  13.309 кг Изоэнтропийный теплоперепад сопловой решетки последней: кДж H0с_стz_2  H0_стz_2  H0р_стz_2  36.733 кг Внутренний относительный КПД последней ступени: ηoiz  0.85 Параметры в точке 2`t_стz_2: Энтальпия пара: кДж h2't_стz_2  h2_стz_2  1  ηoiz  H̅0_стz_2  3053.774 кг Энтропия пара: кДж s2't_стz_2  wspSPH p2_стz_2 h2't_стz_2  6.527 кг К     Параметры в точке _0_стz_2: Энтальпия пара: кДж h_0_стz_2  h2't_стz_2  H̅0_стz_2  3107.011 кг Энтропия пара: кДж s_0_стz_2  s2't_стz_2  6.527 кг К Давление пара:   p_0_стz_2  wspPHS h_0_стz_2 s_0_стz_2  4.82 МПа Теплоперепад ступени: кДж ΔH̅ 0_стz_2  H̅0_стz_2  H0_стz_2  3.194 кг Параметры в точке 0_стz_2: Энтальпия пара: кДж h0_стz_2  h_0_стz_2  ΔH̅ 0_стz_2  3103.816 кг 55

Энтропия пара: кДж s0_стz_2  s_0_стz_2  6.527 кг К Параметры в точке 1t_стz_2: Энтальпия пара: кДж h1t_стz_2  h0_стz_2  H0с_стz_2  3067.083 кг Энтропия пара: кДж s1t_стz_2  s0_стz_2  6.527 кг К Давление пара: p1_стz_2  wspPHS h1t_стz_2 s1t_стz_2  4.144 МПа   Удельный 3 объем: м v1t_стz_2  wspVHS h1t_стz_2 s1t_стz_2  0.063 кг Величина перекрыши:   Δl  8 мм Высота сопловых лопаток: l1_стz_2  l2_стz_2  Δl  113 мм Диаметр сопловых лопаток: d1_стz_2  d2_стz_2  1122.985 мм Определяем режим течения: ε1_стz_2  p1_стz_2  0.86 >0.546 -течение дозвуковое Теоретическая скорость выхода из сопловых лопаток: c1t_стz_2  p_0_стz_2 2 H̅0с_стz_2  282.587 м с Зададимся коэффициентом расхода: μ1_стz_2  0.967 56

Площадь выхода из сопловой решетки: F1_стz_2  G0 v1t_стz_2 c1t_стz_2 μ1_стz_2  0.1293 м 2 Угол выхода из сопловой решетки: F1_стz_2   α1_стz_2  asin    18.919 deg l1_стz_2 π e d1_стz_2   Уточнение коэффициентов: b1_2 φстz_2  0.98  0.008  0.972 l1_стz_2 b1_2 μ1_стz_2  0.982  0.005  0.977 l1_стz_2 Так как величина обратной веерности >20, корневую степень реактивности первой ступени можно оценить по формуле l1_стz_2   ρк_стz_2  1  1  ρср_2   1  1.8   0.114 dср_2   Условие ρк>0.04...0.06 выполняется.   Число Маха для сопловой решетки последней ступени: c1t_стz_2 M1t_стz_2   0.489<1 wspWHS h1t_стz_2 s1t_стz_2   Потери на теплоперепад сопловой решетки: кДж 2 ΔH c_стz_2  H̅0с_стz_2 1  φстz_2  2.243 кг Параметры в точке 1_стz_2:   Энтальпия пара: кДж h1_стz_2  h1t_стz_2  ΔH c_стz_2  3069.326 кг Энтропия 57

пара: кДж s1_стz_2  wspSPH p1_стz_2 h1_стz_2  6.53 кг К Абсолютная скорость выхода из сопловой лопатки:   м c1_стz_2  φ c1t_стz_2  272.697 с Относительная скорость выхода из сопловой лопатки: м 2 2 uстz_2  c1_стz_2  2 uстz_2 c1_стz_2 cos α1_стz_2  120 с  w1_стz_2   Угол выхода относительной скорости из сопловой лопатки:  c1_стz_2 sin α1_стz_2  β1_стz_2  asin    47.306 deg w1_стz_2     Проверка: м c1_стz_2 sin α1_стz_2  88.415 с м w1_стz_2 sin β1_стz_2  88.415 с     Параметры пара за последней ступенью второго отсека (точка 2t_стz_2): Давление пара: p2_стz_2  3.936 МПа Энтропия пара: кДж s2t_стz_2  s1_стz_2  6.53 кг К Энтальпия пара: кДж h2t_стz_2  wspHPS p2_стz_2 s2t_стz_2  3055.99 кг Удельный объем: 3 м v2t_стz_2  wspVHS h2t_стz_2 s2t_стz_2  0.065 кг Относительная скорость выхода из рабочей решетки:     58

м с Число Маха для рабочей решетки первой ступени: 2 w2t_стz_2  w1_стz_2  2 H0р_стz_2  202.704 M2t_стz_2   w2t_стz_2  wspWHS h2t_стz_2 s2t_стz_2  0.352 <1 Примем коэффициенты скорости и расхода в рабочей решетке: ψстz_2  0.96  0.014 b2_2 l2_стz_2  0.951 b2_2 μ2_стz_2  0.965  0.01  0.958 l2_стz_2 Площадь выхода из рабочей решетки: F2_стz_2  G0 v2t_стz_2 μ2_стz_2 w2t_стz_2  0.19 м 2 Угол выхода относительной скорости из рабочей лопатки: F2_стz_2   β2_стz_2  asin   26.371 deg  π dср_2 l2_стz_2   Потери на теплоперепад рабочей решетки: ΔH р_стz_2  w2t_стz_2 2 2   1  ψстz_2   1.974 кДж кг 2 Параметры пара за последней ступенью (точка 2_стz_2): Энтальпия пара в точке 2: кДж h2_стz_2  h2t_стz_2  ΔH р_стz_2  3057.964 кг Удельный 3 объем: м v2_стz_2  wspVPH p2_стz_2 h2_стz_2  0.065 кг Энтропия   59

пара: кДж s2_стz_2  wspSPH p2_стz_2 h2_стz_2  6.534 кг К   Относительная скорость выхода из рабочей решетки: м w2_стz_2  ψстz_2 w2t_стz_2  192.72 с Абсолютная скорость выхода из рабочей решетки: м 2 2 uстz_2  w2_стz_2  2 uстz_2 w2_стz_2 cos β2_стz_2  85.7 с Угол выхода абсолютной скорости из рабочей решетки:  c2_стz_2   α2_стz_2  atan     w2_стz_2 sin β2_стz_2    π  92.497 deg w2_стz_2 cos β2_стz_2  uстz_2    Проверка: м c2_стz_2 sin α2_стz_2  85.602 с   м w2_стz_2 sin β2_стz_2  85.602 с Проекции скоростей:    м w1a_стz_2  w1_стz_2 sin β1_стz_2  88.415 с м c1a_стz_2  c1_стz_2 sin α1_стz_2  88.415 с м w2a_стz_2  w2_стz_2 sin β2_стz_2  85.602 с м c2a_стz_2  c2_стz_2 sin α2_стz_2  85.602 с м w1u_стz_2  w1_стz_2 cos β1_стz_2  81.568 с м w2u_стz_2  w2_стz_2 cos β2_стz_2  172.665 с             Усилие, действующее на лопатки в окружном направлении:   Ru_стz_2  G0 w1u_стz_2  w2u_стz_2  143.258 кН 60

Удельная работа: 2 2 2 2 w2_стz_2  w1_стz_2 c1_стz_2  c2_стz_2 кДж Lu_стz_2    44.846 кг 2 2 Потери с выходной скоростью: 2 c2_стz_2 кДж ΔH в.с_стz_2   3.671 кг 2 Примем коэффициент использования выходной скорости: χв.с_стz_2  0 Относительный лопаточный КПД: Lu_стz_2 ηол_стz_2   84.239 % H̅0_стz_2  χв.с_стz_2 ΔH в.с_стz_2 Параметры для сопловой и рабочей лопаток: сопловая рабочая l1_стz_2  113.007 мм l2_стz_2  121.007 мм α1_стz_2  18.919 deg α2_стz_2  92.497 deg β1_стz_2  47.306 deg β2_стz_2  26.371 deg м c1_стz_2  272.697 с м w1_стz_2  120.294 с м c2_стz_2  85.684 с м w2_стz_2  192.72 с M1t_стz_2  0.489 M2t_стz_2  0.352 Рассмотрим дополнительные потери в данной ступени. Определение потерь от трения диска. Радиус диска: 61

d2_стz_2  l2_стz_2  0.501 м 2 s Примем относительный зазор s`= : rд rд_стz_2  s'  0.02 Кинематическая вязкость:   6 м  6 м ν1_стz_2  wspKINVISPH p1_стz_2 h1_стz_2  1.369  10  ν2_стz_2  wspKINVISPH p2_стz_2 h2_стz_2  1.408  10 2 ν1_стz_2  ν2_стz_2 6 м νстz_2   1.388  10  с 2   2 с 2 с Число Рейнольдса: Reu_стz_2  uстz_2 rд_стz_2 νстz_2  6.365  10 7 Коэффициент трения диска: kтр_стz_2  2.5 10 2  s' 0.1  Reu_стz_2  0.2  4.648  10 4 Относительная величина потери от трения диска: dср_2 2 3 ξтр_стz_2  kтр_стz_2 x  0.001 F1_стz_2 μ1_стz_2 ф_2 Определение потерь от периферийного уплотнения. Радиальный зазор над вершинами рабочих лопаток: δr  0.65 мм типа. Тип периферийного уплотнения - надбандажное уплотнение обычного Периферийная степень реактивности: l1_стz_2   ρп_стz_2  1  1  ρср_2   1  1.7   0.378 d1_стz_2   Потери от периферийного уплотнения:   62

  π dср_2  l2_стz_2  δr ρп_стz_2 ξп.у_стz_2   η  0.012 F1_стz_2 μ1_стz_2 1  ρср_2 ол_стz_2 Определение потерь от диафрагменного уплотнения. Зазор между валом и гребнем: δд.у  0.56 мм Диаметр уплотнения: dд.у  0.494 м Толщина гребня: Δд.у  1 мм Число гребней: zд.у  12 Тип диафрагменного уплотнения - ступенчатое лабиринтное (см. рис. 2.8). Рис. 2.8. Ступенчатое лабиринтное диафрагменное уплотнение Площадь зазора в уплотнении: Fд.у  π dд.у  δд.у  869.09 мм 2 Отношение зазора между валом и гребнем к его толщине: δд.у  0.56 Δд.у Из графика (рис.2.9) найдем коэффициент расхода: μу  0.765 63

Рис. 2.9. Коэффициент расхода для уплотнений Из графика (рис.2.10) найдем поправочный коэффициент: kу  1.75 Рис. 2.10. Поправочный коэффициент при расчете расхода пара через уплотнение Потери от диафрагменного уплотнения: 64

ξд.у_стz_2  μу kу Fд.у  ηол  0.002 F1_стz_2 μ1_стz_2 zд.у Внутренний относительный КПД ступени: ηoi_стz_2  ηол_стz_2  ξтр_стz_2  ξп.у_стz_2  ξд.у_стz_2  82.727 % Внутренний теплоперепад на ступень: кДж Hi_стz_2  ηoi_стz_2 H̅0_стz_2  χв.с_стz_2 ΔH в.с_стz_2  44.041 кг Внутренняя мощность ступени:     Ni_стz_2  Hi_стz_2 G0 α12  22.834 МВт Подбор профилей сопловой и рабочей решеток Выбор профиля сопловой решетки последней ступени ЦВД аналогичен первой ступени - С-9015А. По минимуму коэффициента потерь для кривой M1t_стz_2  0.489 (рис.2.11) находим значение: tz_опт  0.75 Рис. 2.11. Зависимость профильных потерь (С-9015А) Число лопаток в сопловой решетке: π dср_2 e z'cz   39.2 tz_опт b1_2 Число лопаток в сопловой решетке должно быть четным, поэтому во втором приближении примем: zcz  40 Уточним оптимальный шаг сопловой решетки: π dср_2 e tcz   88.199 мм zcz 65

Относительный оптимальный шаг: tcz tcz_опт   0.735 b1_2 Установочный угол:   αуz  α1_стz_2  16 deg tcz_опт  0.75  23.1 deg  42.259 deg По зависимости ζ=f( M1t_стz_2) (рис.2.12) найдем значение профильных потерь: ζпроф.сz  2.1 % Рис. 2.12. Зависимость профильных потерь (С-9015А) Относительная высота профиля: l1_стz_2 lотн.сz   0.942 b1_2 1 По значению  1.062 (рис.2.13) определяем величину суммарных lотн.сz потерь: ζсумм.сz  4 % Рис. 2.13. Зависимость суммарных потерь (С-9015А) Концевые потери: 66

ζкон.сz  ζсумм.сz  ζпроф.сz  1.9 % Подбор профиля рабочей решетки. Угол входа потока в рабочую решетку β1_стz_2  47.306 deg, относительный угол выхода потока из рабочей решетки β2_стz_2  26.371 deg, число Маха равно M2t_стz_2  0.352 , значит рабочая решетка дозвуковая. По вышеперечисленным значениям подбираем профиль Р-4629А. Модельное значение хорды: bм_р_z  25.6 мм Модельный коэффициент: b2_2 αр_z   3.125 bм_р_z Модельная площадь профиля: 2 Fм_р_z  1.22 см Площадь профиля: 2 2 Fр_z  Fм_р_z  αр_z  11.914 см Модельный минимальный момент сопротивления: 3 Wм_мин_р_z  1.22 см Минимальный момент сопротивления: 3 Wмин_р_z  Wм_мин_р_z  αр_z  37.231 см 3 Модельный минимальный момент инерции: Iм_мин_р_z  0.071 см 4 Минимальный момент инерции: 4 4 Iмин_р_z  Iм_мин_р_z  αр_z  6.771 см Модельный максимальный момент инерции: Iм_макс_р_z  0.446 см 4 Максимальный момент инерции: 4 Iмакс_р_z  Iм_макс_р_z  αр_z  42.534 см 67 4

Радиус выходной кромки: rвых.кр_р_z  0.2 мм Модельная толщина выходной кромки: δвых.кр.м_р_z  2rвых.кр_р_z  0.4 мм Толщина выходной кромки: δвых.кр_р_z  αр_z  δвых.кр.м_р_z  1.25 мм По минимуму коэффициента потерь для кривой β1_стz_2  47.306 deg (рис.2.14) находим значение: t2_опт_z  0.525 Рис. 2.14. Зависимость профильных потерь (Р-4629А) Число лопаток в рабочей решетке: π dср_2 e zр1_z   83.999 t2_опт_z b2_2 Во втором приближении примем: zр_z  84 Уточним оптимальный шаг рабочей решетки: tр_z  π dср_2 e zр_z  42 мм Относительный оптимальный шаг: tр_z tр_опт_z   0.525 b2_2 Установочный угол: 68

  βу_z  β2_стz_2  20.5 deg tр_опт_z  0.60  47.1 deg  75.009 deg По зависимости ζ=f( β1_стz_2) (рис.2.15) найдем значение профильных потерь: ζпроф.р_z  3.8 % Рис. 2.15. Зависимость профильных потерь (Р-4629А) Относительная высота профиля: l2_стz_2 lотн.р_z   1.513 b2_2 По значению суммарных потерь: 1 lотн.р_z  0.661 (рис.2.16) определяем величину ζсумм.р_z  5.3 % Рис. 2.16. Зависимость суммарных потерь (Р-4629А) Концевые потери: ζкон.р_z  ζсумм.р_z  ζпроф.р_z  1.5 % 69

2.4. Оценка размеров последней ступени ЦНД Параметры в конце процесса расширения: Давление пара: Pк  5 кПа Энтальпия пара: кДж кг hk  2464.818 Энтропия пара: кДж кг К Степень сухости пара: sk  8.08 xk  0.96 Удельный объем: 3 м vk  wspVHS hk sk  27.07 кг Скорость звука: м ak  wspWHS hk sk  387.894 с     Потери энергии с выходной скоростью принимаем: ΔH вс.k  25 кДж кг Средняя скорость: м c2.k  2 ΔH вс.k  223.607 с Число Маха: c2.k Mc2.k   0.576 <0.75 ak Число ЦНД: zЦНД  3 Число выхлопов в одном ЦНД: 70

i1ЦНД  2 Расход пара в конденсатор: G0 αкп G1k   56.021 кг с zЦНД i1ЦНД Угол выхода из последней ступени ЦНД: α2.k  90 deg Аксиальная площадь выхода рабочих лопаток: G1k vk Ω2.k     6.782 м 2 c2.k sin α2.k Зададимся отношением: θ2.k  2.496 Средний диаметр ступени: d2.k  Ω2.k θ2.k π  2.321 м Длина рабочей лопатки: d2.k l2.k   0.93 м θ2.k 71

3. Прочность элементов последей ступеней ЦВД 3.1. Напряжения рабочих лопаток Плотность материала лопатки, диска: ρм  7800 кг 3 м Угловая скорость: 1 с Напряжение растяжения в корневом сечении: ω  314 1 2  ρм ω  d2_стz_2 l2_стz_2  52.253 МПа 2 σр0  Аэродинамические нагрузки, действующие на единицу длины рабочей лопатки вдоль осей х и у: 1 кН qx_a   w2a_стz_2 w1u_стz_2  w2u_стz_2  tр_z  14 v2_стz_2 м  qy_a   кН  w2a_стz_2 w1a_стz_2  w2a_стz_2  tр   26.4 v2_стz_2 м  p1_ст1  p2_ст1  tр_z 1     Изгибающие моменты в корневом сечении лопатки: My  Mx  qx_a l2_стz_2 2  102.182 Н м 2 qy_a l2_стz_2 2 2  193.426 Н м Изгибающие моменты относительно главных центральных осей: β  90 deg  βу_z  14.991 deg Mξ  Mx cos ( β)  My sin ( β)  160.411 Н м Mη  Mx sin ( β)  My cos ( β)  148.738 Н м Напряжение изгиба в любой точке профиля: 72

σи=- Mη Iη ξ  Mξ Iξ η Как правило, наибольшие напряжения наблюдаются в точке 1 (рис.3.1), так как для этой точки складываются положительные напряжения изгиба, вызываемые моментами Mη и Mξ. Рис. 3.1. Профиль рабочей лопатки в сечении z Модельные значения момента сопротивления: Wmin_м  0.122 см 3 Wmax_м  0.154 см 3 Моменты сопротивления: 3 Wmin  Wmin_м αр_z  3.723 см 3 Wmax  Wmax_м αр_z  4.7 см 3 3 Напряжение изгиба для точки 1: σизг  Mη Wmin  Mξ Wmax  5.818 МПа Сравним с допустимыми значениями 30÷35 МПа. Из чего следует, что рабочая лопатка отвечает условию изгибной прочности. Лопаточная нагрузка и нагрузка обода 73

1 2 Cл_z   ρм ω  Fр_z  dср_2 l2_стz_2  62.254 кН 2 Ширина диска: h1  77 мм Высота обода: Hоб  88.5 мм Радиус диска, на котором действуют равномерно распределенные по толщине напряжения, вызываемые центробежными силами обода и рабочих лопаток: r1  dк_2  2 Hоб 2  412.5 мм  2 2π r1  0.5 Hоб  h1 Hоб Cоб_z  ρм ω   81.776 кН zр_z 2 Напряжения, вызываемые центробежными силами обода и рабочих лопаток: σr1I  Cл_z  Cоб_z  60.62 МПа 2π r1 h1 zр_z 3.2. Напряжения в диске Диск последней ступени, схема которого представлена на рис. 3.2, выполнен из стали 25Х1М1ФА с пределом текучести σ02_стz_2  560 МПа Коэффициент Пуассона для стали: μ  0.3 Радиус центрального отверстия: r0  0.065 м 74

Рис. 3.2. Расчетная схема диска [6] Радиус втулки диска: rвт  0.2465 м Радиус диска, на котором действуют напряжения σr1I: r1  0.412 м Ширина втулки: hвт  166 мм Примем, что в данный диск постоянной толщины (h=const), в котором отсутствуют температурные напряжения (T=0). Метод двух расчетов. Первый расчет. Первый участок - периферия. Радиальное напряжение: σr1I  60.625 МПа Примем окружное напряжение: σθ1I  120 МПа 75

Коэффициенты: 2 ω 8 Н ar  ( 3  μ)  ρм  3.172  10  4 8 м 2 ω 8 Н aθ  ( 1  3 μ)  ρм  1.826  10  4 8 м Значения вспомогательных функций: 2 8 pr1I  σr1I  ar r1  1.146  10  Па 2 8 pθ1I  σθ1I  aθ r1  1.511  10  Па Постоянные для первого участка: A1I  B1I pr1I  pθ1I 8  1.328  10  Па 2 2 pθ1I  pr1I  r1  6 2   3.103  10  Па м 2 Координаты сечений первого участка диска:  0   0      0.25 0.041        z1  0.5   r1  rвт  0.083   м      0.75   0.124   1   0.166      Радиусы сечений первого участка диска:   r1 z1  rвт  z1  0.246    0.288    r1  z1  0.329   м    0.371   0.412    Напряжения на первом участке (полотно диска): 76

  σr1I z1  A1I  B1I   r1 z1 2  2  ar r1 z1  62.49   69.11  σr1I  z1   69.82   МПа    66.63   60.62      σθ1I z1  A1I  B1I   r1 z1  2  aθ r1 z1 2  172.81   155.1  σθ1I  z1   141.59   МПа   130.25    120    Скачкообразное изменение напряжений на радиусе rвт:   h1 ΔσrI  σr1I ( 0)    1  33.51 МПа  hвт  ΔσθI  μ ΔσrI  10.05 МПа Напряжения в начале второго участка: σrвтI  σr1I ( 0)  ΔσrI  28.988 МПа σθвтI  σθ1I ( 0)  ΔσθI  162.76 МПа Расчет второго участка выполняется аналогично первому. Значения вспомогательных функций: 2 7 pr2I  σrвтI  ar rвт  4.826  10  Па 2 8 pθ2I  σθвтI  aθ rвт  1.739  10  Па Постоянные для первого участка: 77

A2I  B2I pr2I  pθ2I 8  1.111  10  Па 2 2 pθ2I  pr2I  rвт  6 2   3.816  10  Па м 2 Координаты сечений второго участка диска:  0   0       0.25   0.045  z2   0.5    rвт  r0   0.091   м     0.75 0.136      1   0.181      Радиусы сечений первого участка диска:   r2 z2  r0  z2  0.065   0.11  r2  z2   0.156   м   0.201    0.246    Напряжения на втором участке:   σr2I z2  A2I  B2I   r2 z2 2  2  ar r2 z2  793.41   206.01  σr2I  z2   53.93   МПа    3.9   28.99      σθ2I z2  A2I  B2I   r2 z2  2  aθ r2 z2 2 78

 1.01  10 3     422.05  σθ2I  z2   263.93   МПа    198     162.76  В результате первого расчета получаем σr0=σr2I ( 0) σr2I ( 0)  793.408 МПа которое не удовлетворяет второму граничному условию σr0=0. Второй расчет. Допущения: нет вращения (ω=0) и температурного нагрева (ΔТ=0), радиальные напряжения на периферии равны нулю. Первый участок - периферия. Радиальное напряжение: σr1II  0 МПа Примем окружное напряжение: σθ1II  120 МПа Значения вспомогательных функций: pr1II  σr1II  0 Па 8 pθ1II  σθ1II  1.2  10  Па Постоянные для первого участка: pr1II  pθ1II 7 A1II   6  10  Па 2 B1II 2 pθ1II  pr1II  r1  7 2   1.021  10  Па м 2 Напряжения на первом участке (полотно диска): B1II σr1II z1  A1II  2 r1 z1     79

 108.01     63.08   σr1II  z1   34.03   МПа    14.17     15   7.45  10    σθ1II z1  A1II  B1II  2 r1 z1  228.01   183.08  σθ1II  z1   154.03   МПа    134.17   120    Скачкообразное изменение напряжений на радиусе rвт:   h1 ΔσrII  σr1II ( 0)    1  57.91 МПа  hвт  ΔσθII  μ ΔσrII  17.37 МПа Напряжения в начале второго участка: σrвтII  σr1II ( 0)  ΔσrII  50.102 МПа σθвтII  σθ1II ( 0)  ΔσθII  245.386 МПа Расчет второго участка выполняется аналогично первому Значения вспомогательных функций: 7 pr2II  σrвтII  5.01  10  Па 8 pθ2II  σθвтII  2.454  10  Па Постоянные для первого участка: pr2II  pθ2II 7 A2II   9.764  10  Па 2 80

B2II 2 pθ2II  pr2II  rвт  6 2   8.977  10  Па м 2 Напряжения на втором участке:   σr2II z2  A2II  B2II  2 r2 z2  2027.16   639.25  σr2II  z2   272.43   МПа    124.29    50.1      σθ2II z2  A2II  B2II  2 r2 z2  2222.44   834.53  σθ2II  z2   467.72   МПа    319.57   245.39    Постоянная суммирования расчетов: k   σr2I ( 0) σr2II ( 0)  0.391 Итоговые напряжения:       σr1 z1  σr1I z1  k σr1II z1  104.77    σr1  z1       93.8 83.14 72.18 60.62     МПа     81

      σr2 z2  σr2I z2  k σr2II z2  0    44.18    σr2  z2  52.7   МПа    52.54   48.6          σθ1 z1  σθ1I z1  k σθ1II z1  83.57   83.446  σθ1  z1   81.306   МПа   77.733    73.033          σθ2 z2  σθ2I z2  k σθ2II z2  143.578   95.418  σθ2  z2   80.868   МПа    72.925   66.719    По результатам проведенного расчета построено распределение напряжений, показанное на рис 3.3. 82

150   σr1 z1 МПа   100 σr2 z2 МПа   σ θ1 z 1 МПа   σ θ2 z 2 МПа 50 0 0 0.1 0.2 0.3 r1 z1 r2 z2 r1 z1 r2 z2         0.4 0.5 Рис. 3.3. Распределение напряжений в теле диска Коэффициент запаса по статической прочности: ns  σ02_стz_2 σθ2 ( 0)  σr2 ( 0)  3.9 Допускаемое значение коэффициента запаса - [1,5÷2]. Значит, диск удовлетворяет условию статической прочности. 3.3. Напряжения в хвостовом соединении Геометрические характеристики хвостовика, расчетная схема которого показана на рис. 3.4, следующие: Rк  0.501 м Bк  77 мм D  45.71 мм d  30.52 мм B  23.24 мм b  15.65 мм b3  10.65 мм Δ  0.03 мм hт  18.65 мм h1  16.58 мм h3  5.97 мм 83 δ  0.5 мм h  20.77 мм

Рис. 3.4. Расчетная схема хвостового соединения Число рабочих лопаток: z  zр_z  84 Модуль Юнга для стали: 11 Н 2 E  2.19 10  м Лопаточная нагрузка: Cл_z  62.254 кН Окружное усилие: Ru_стz_2  143.258 кН Выходная площадь ступени: Ωстz_2  π dср_2 l2_стz_2 Осевое усилие: Ra_стz_2  G0 c1a_стz_2  c2a_стz_2   p1_стz_2  p2_стz_2  Ωстz_2      90.439 кН Центробежная сила, создаваемая частью хвостовика, на которой расположен корневой профиль: 84

2 hт   2 ρм ω   Rк   h B 2 т к  Ск   3.178 кН z Центробежная сила шейки хвостовика: 2 h1   ρм ω   Rк  hт  δ   h d 2  1  Cш   1.039 кН z 2 Центробежная сила нижней части хвостовика: 2 h  ρм ω   Rк  hт  δ  h1    h D 2  Cхв   1.799 кН z 2 Суммарная центробежная сила: Cсум  Cл_z  Ск  Cш  Cхв  68.27 кН Сила, приложенная к опорной части хвостовика (рис. 3.5): Cсум P0   34.135 кН 2 h3 l1  h1  δ   20.065 мм 2 Рис. 3.5. Расчетные сечения хвостового соединения [6] 85

l  l1  h  δ  41.335 мм a  b  0.379 l b  0.673 B l1 λ   0.485 l 3 a 2 m2    1  λ  0.161 8 β β      3 3 2 m1  1  λ 1  β   0.6( 1  μ)  a  [ 1  λ ( 1  β) ]  1.015 Средний шаг по ободу: h3 l   2 π  Rк  hт  δ    2 2  tоб   34.72 мм z Считаем, что центобежная сила участака обода, расположенного левее сечения IV-IV, равна: Cш ΔCоб   0.519 кН 2 Сила реакции в заплечнике:   3 2 m2 P0  ΔCоб 1 a  tоб E Δ P3     9.483 кН 8 m1 m1 Переходим к расчету опасных сечений хвостовика. Сечение I-I расчитываем на растяжение и изгиб потоком пара. Продольная сила в сечении I-I: CсумI_I  Cл_z  Ск  Cш  66.47 кН Шаг в сечении I-I и его площадь: 2 π Rк  hт  δ  h1 tI_I   34.8 мм z   2 FI_I  tI_I d  10.62 см Напряжение растяжения: 86

CсумI_I  62.58 МПа FI_I σp1.1  Изгибающий момент в сечении I-I: l  MиI_I  P0  h1  δ  hт    1925.1 Н м 2  Момент сопротивления изгибу в сечении I-I: WиI_I  d tI_I 2 3  6.16 см 6 Напряжение изгиба: MиI_I σиI_I   312.475 МПа WиI_I Суммарное напряжение: σсум1.1  σp1.1  σиI_I  375.056 МПа Сечение I-II. Сечение расчитываем на срез и изгиб. Шаг в сечении I-II: h  2 π  Rк  hт  δ  h1   2  tI_II   34.03 мм z Вычислив площадь сечения I-II, получаем напряжение среза: 2 FI_II  tI_II h  7.067 см Центробежная сила участка хвостовика, расположенного правее сечения I-II: h ΔCхв  ΔCоб  478.5 Н h1  h3 P0  ΔCхв τI_II   47.62 МПа FI_II   Плечо силы ( P0  CΔхв) по отношению к сечению I-II: D d x1   3.798 мм 4 Изгибающий момент в сечении I-II: 87

  MиI_II  P0  ΔCхв  x1  127.81 Н м Момент сопротивления изгибу в сечении I-II: 2 tI_II h 3 WиI_II   2.446 см 6 Напряжение изгиба: σиI_II  MиI_II WиI_II  52.245 МПа Сечение III-III расчитываем на растяжение и изгиб. Центробежная сила части обода, расположенной выше сечения III-III, приходящаяся на одну лопатку.  h1  2 ρм ω  2π  СобIII_III     Rк  hт  δ    h  B   3 2  1 z 2    5.893 кН  2   h    Rк  hт  δ  h1    h b  2    2 где коффициент 2/3 приближенно учитывает кольцевую замкнутость обода. Продольная сила в сечении III-III, приходящаяся на одну лопатку: СIII_III  P0  СобIII_III  40.028 кН Шаг в сечении III-III: 2 π Rк  hт  δ  h1  h tIII_III   33.25 мм z   Площадь счечения III-III (на одну лопатку): 2 FIII_III  b tIII_III  5.203 см Напряжение растяжения: σрIII_III  СIII_III FIII_III Изгибающий момент в сечении III-III: y  0.5 b  0.5( B  b)  11.62 мм   MиIII_III  P0  СобIII_III  y  P3 l  73.13 Н м Момент сопротивления изгибу в сечении III-III на одну лопатку: 88

WиIII_III  b tIII_III 2  2.883 см 3 6 Напряжение изгиба: MиIII_III σиIII_III   25.36 МПа WиIII_III Суммарное напряжение: σсумIII_III  σрIII_III  σиIII_III  102.3 МПа Сечение IV-IV рассчитываем на срез и изгиб аналогично сечению I-II. Последовательно вычисляем. h1  h3   2 π  Rк  hт  δ  h1   2   tIV_IV   35.65 мм z 2 FIV_IV  tIV_IV b  5.579 см P0  ΔCоб τIV_IV   62.12 МПа FIV_IV Изгибающий момент в сечении IV-IV:   MиIV_IV  P0  ΔCоб  h1  h3 B b  P3   24.59 Н м 2 2 Момент сопротивления изгибу в сечении IV-IV на одну лопатку:  tIV_IV h1  h3 WиIV_IV  6 Напряжение изгиба: σиIV_IV  MиIV_IV WиIV_IV  2  3.021 см 3  8.139 МПа Сечение V-V расчитывается на растяжение и изгиб аналогично сечению III-III. Растягивающие напряжения в сечении V-V несколько меньше, чем в сечении III-III, а изгибающие напряжения больше, так как плечо разгружающей силы P3 меньше. Шаг в сечении V-V: 89

  2 π Rк  hт  δ  h1  34.8 мм z Площадь сечения V-V (на одну лопатку): tV_V  FV_V  b tV_V  5.447 см 2 Изгибающий момент в сечении V-V: MиV_V  P0  ΔCоб  y  P3 l1  212.4 Н м   Момент сопротивления изгибу в сечении III-III на одну лопатку: WиV_V  b tV_V 6 2  3.159 см 3 Момент сопротивления изгибу в сечении V-V на одну лопатку: Напряжение изгиба: MиV_V σиV_V  WиV_V Центробежная сила части обода диска, расположенной между сечениями III-III и V-V и приходящаяся на одну лопатку: 2 2 2 ρм  ω  2 π  h С'об     Rк  hт  δ  h1    ( h  δ)  b  2.641 кН 3 2 z  Растягивающая сила в сечении V-V: 4 СV_V  СIII_III  С'об  3.739  10 N Растягивающее напряжение: СV_V σрV_V   68.643 МПа FV_V Суммарное напряжение: σсумV_V  σрV_V  σиV_V  135.877 МПа Так как σсумV_V > σсумIII_III , то сечение V-V является более опасным, чем сечение III-III. Сечение VI-VI заплечника необходимо рассчитать на срез и изгиб под действием силы P3. Шаг в сечении VI-VI: 90

tVI_VI  b3'    2 π Rк  hт  h3  35.63 мм z Bк  2 b3  Δ  δ  d  12.06 мм 2 Вычислив площадь сечения VI-VI, получаем напряжение среза: FVI_VI  tVI_VI b3'  4.297 см τVI_VI  P3 FVI_VI 2  22.07 МПа Изгибающий момент в сечении VI-VI: h3 MиVI_VI  P3  28.31 Н м 2 Момент сопротивления изгибу в сечении VI-VI: 2 tVI_VI b3' 3 WиVI_VI   0.864 см 6 Напряжение изгиба: MиVI_VI σиVI_VI   32.772 МПа WиVI_VI Расчет на смятие поверхности на которую приходится сила P0. Площадь смятия: ( D  d) 2 Fсм  tI_I  2.643 см 2 Напряжение смятия: P0 σсм   129.142 МПа Fсм Коэффициент запаса прочности: σ02_стz_2 nхв   4.336 σсм 3.4. Напряжения в диафрагме Перепад давлений по диафрагме: 91

ΔPдиаф_ст1  p1_стz_2  p2_стz_2  0.208 МПа Диаметр уплотнения: dу  0.494 м Внешний диаметр диафрагмы: Dу  1.306 м Толщина диафрагмы: tд  0.105 м Относительный диаметр диафрагменного уплотнения: dу  0.378 Dу Коэффициент (рис. 3.6): Kσ  540 Рис. 3.6. Зависимость коэфициента Kσ от конструктивных параметров диафрагмы Максимальные напряжения изгиба, действующие в плоскости симметрии тела полукольца диафрагмы:  Kσ ΔPдиаф_ст1 0.1 Dу σmax_диаф_ст1   2 10 tд  2  17.388 МПа Материал диафрагмы - сталь 25Х2М1Ф (ЭИ-723). Предел длительной прочности: 92

σдп  200 МПа Коэффициент запаса по длительной прочности диафрагмы: nдп  σдп σmax_диаф_ст1  11.502 Допускаемое значение коэффициента запаса - [1,5÷2]. Значит, диафрагма удовлетворяет напряжению на изгиб. 93

4. Оценка целесообразности использования тепловых насосов в тепловой схеме ТЭС В настоящее время имеется большое количество публикаций, в которых рассматривает повышение эффективности ТЭС и АЭС за счет использования в ПТС их энергоблоков теплового насоса. Например, рассматриваются пути повышения их эффективности за счет поддержания более низких температур конденсации пара в конденсаторе. Пример теплообменник такой схемы, в перегреватель которой теплового теплообменник-испаритель насоса устанавливаются и на подводящем и отводящем трубопроводах охлаждающей воды конденсатора соответственно показан на рис 4.1. Рис. 4.1. Схема подключения теплового насоса [7]: 1 – паровая турбина;2 – электрогенератор; 3 – конденсатор паровой турбины; 4, 6 – теплообменники-испарители теплового насоса; 5 – тепловой насос; 7 – теплообменникконденсатор теплового насоса; 8 – конденсатный насос; 9 – трубопровод последнего отбора паровой турбины; 10 – подогреватели низкого давления паровой турбины; 11 – деаэратор; 12 – питательный насос; 13 – подогреватель высокого давления; 14 – парогенератор; 15, 16 – задвижки подключения теплообменников испарителя и перегревателя В настоящей работы были проведены расчеты с целью определения целесообразности использования тепловых насос с рассматриваемой схемой подключения. 94

Давление в конденсаторе (исходный вариант для сравнения): pк  7.5 кПа Температура воды на выходе из конденсатора:   tк'  wspTSP pк  40.292 °C Температура охлаждающей воды на входе в конденсатор: tв1'  20 °C Принятый нагрев охлаждающей воды в конденсаторе: Δtв  10 °C Температурный напор в конденсаторе:   δtк  tк'  tв1'  Δtв  273.15 K  273.15 K  10.3 °C Отключаем ПНД7. Расход через конденсатор: кг Gкп  G0 α67  363.707 с Расход конденсата через регенеративный водо-фреоновый подогреватель: кг Gк  Gкп  G0 αтп  395.493 с Примем температурный напор на выходе из водо-фреонового подогревателя: θвых  5 °C Температура, энтальпия и давление фреона в жидком состоянии насыщения на выходе из теплообменника-конденсатора: tрп'  tв7  θвых  273.15 К  73.218 °C hрп'  298.417 кДж кг pрп'  3.201 МПа Принимаем потерю давления в трубопроводах после компрессора ξ  3. % . Тогда давление, создаваемое компрессором равно: 95

pb  pрп'  3.3 МПа 1 ξ Температура фреона в газообразном состоянии на входе в теплообменник-конденсатор: tрп  113 °C Энтальпия перегретого фреона в газообразном состоянии на входе в теплообменник-конденсатор при tрп и pрп': hрп  462.879 кДж кг Расход фреона через теплообменник-конденсатор: Gрп    Gк hв7  hсм кг  267.16 с hрп  hрп' Примем температурный напор в теплообменнике-испарителе: θи  5 °C Тогда температура после дросселя: tдр  tв1'  θи  273.15 К  15 °C Поскольку в дросселе происходит понижение давление при постоянной энтальпии, то давление после дросселя определим по tдр: pдр  0.7893 МПа Давление в конденсаторе (первое приближение с последующим уточнением) pк  7.369 кПа Параметры перед и за конденсатором: кДж sкt  s5'  7.77 кг К кДж hк  h5'  h5'  wspHPS pк sкt  ηoiНД  2515 кг    кДж hк'  wspHSWT tк'  168.76 кг   Расход охлаждающей воды через конденсатор: 96

W     Gкп hк  hк' кг  20376.1 с Δtв  273.15 К  cpH2O  Температура основного конденсата: hсм tсм   273.15 K  41.7 °C cpH2O Определим энтальпию и энтропию фреона в газообразном состоянии насыщения на выходе из теплообменника-испарителя при давлении: pa  pдр  0.789 МПа ta  tдр  15 °C кДж кг кДж sa  1.7495 кг K Температура охлаждающей воды после теплообменника-испарителя: ha  405.338 tв1''  tв1'    Gрп ha  hрп'  19.67 °C W cpH2O Температура охлаждающей воды на выходе из конденсатора: tв2'  tв1''  Δtв  273.15 К  29.67 °C Температура воды на выходе из конденсатора: tк'  tв2'  δtк  273.15 К  39.96 °C Давление в конденсаторе:   pк  wspPST tк'  7.367 кПа Примем температурный напор в теплообменнике-перегревателе: Δtп  10 °C Температура охлаждающей воды после теплообменника-перегревателя: tп  ta  Δtп  273.15 К  25 °C 97

Энтальпия перегретого фреона после теплообменника-перегревателя при tп и pп  pдр  0.789 МПа: hп  418.145 кДж кг sп  1.7574 кДж кг K tв2''  tв2'  Gрп hп  ha  29.63 °C W cpH2O   Определим теоретическую энтальпию фреона после компрессора при кДж и pb  3.3 МПа: sbt  sп  1.757 кг K кДж кг Приняв КПД компрессора ηк  0.86 определим действительные энтальпию и температуру фреона после компрессора: hbt  456.093 hb  hп hbt  hп  кДж   462.27 кг ηк tb  114 °C Мощность компрессора:   Nк  Gрп hрп  hп  12 МВт Оценка повышения мощности турбины при отключении ПНД7. Внутренняя работа ЦНД: кДж Hпр_НД  α56 h5  h6  α6К h6  hк  331.82 кг     Мощность турбины при отключении ПНД7:   N'  G0 ηэг ηмех Hпр_ВД  Hпр_CД  Hпр_НД  803.248 МВт Повышение мощности: ΔN  N'  Nэ  3.248 МВт 98

ЗАКЛЮЧЕНИЕ В данной работе был произведен расчет тепловой схемы турбоустановки К-800-30. В первой главе проведена оценка технических характеристик теплового оборудования и энергетических показателей энергоблока: КПД брутто 49,5%, расход пара в голову турбины 563 кг/с. Показатели эффективности установки находятся на достаточно хорошем уровне с начальными параметрами рабочего тела: р 0 =30 МПа и t 0 =650 °С. В установке принято семь отборов пара для регенеративного подогрева питательной воды: 1 – из ЦВД, 1 – после ЦВД, 3 – из ЦСД и 2 – из ЦНД. Относительный внутренний КПД ЦВД принят 87%, КПД ЦСД – 90%, КПД ЦНД – 85%. Во второй главе был произведен краткий расчет цилиндра высокого давления: по 7 ступеней в первом и втором отсеках. Кроме того, были проведены расчеты первой (d 1 /l 1 =23,86, относительный лопаточный КПД 88,46%, внутренний относительный КПД 84,74%) и последней (d z /l z =9,15, относительный лопаточный КПД 84,23%, внутренний относительный КПД 82,73%) ступеней ЦВД. Третья глава посвящена расчетам на прочность. Проведены расчеты напряжений растяжения и изгиба рабочих лопаток первой и последней ступеней ЦВД, расчет лопаточной нагрузки и нагрузки обода, а также расчеты напряжения изгиба в диафрагме (коэффициент запаса по длительной прочности 11,7), напряжения в диске (методом двух расчетов) (коэффициент запаса по статической прочности 3,9) и хвостовике (коэффициент запаса прочности 4). В заключительной главе была проведена оценка эффективности использования подключенного водо-фреонового к (фреон R22) теплообменник-испаритель теплового и насоса, теплообменник- перегреватель которого подключаются к трубопроводам охлаждающей воды В результате расчета определено, что затраты на компрессор теплового насоса, составляющие 12 МВт, не покрываются приростом мощности 99

паровой турбины. Прирост мощности получен благодаря снижению давления в конденсаторе (+0,8МВт) и отключению последнего отбора из ЦНД (+3,3 МВт). Для получения выгоды в дальнейшем можно рассмотреть использование другого фреона. В случае успешного покрытия затрат, кроме повышения эффективности, будет получено снижение тепловых выбросов с охлаждающей водой. 100

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ 1. Саламов А.А. Развитие ТЭС, работающих на угле // Теплоэнергетика. Издательство: МАИК "Наука/Интерпериодика" 2000. № 8. С. 750-752. 2. Рыжкин В.Я. Тепловые электрические станции. Учебник для вузов по специальности «Тепловые электрические станции». Изд. 2-е, перераб. И доп. М., «Энергия», 1976. – 448 с. 3. Щегляев А.В. Паровые турбины. Теория теплового процесса и конструкции турбин: В 2 кн. – 6-е изд., перераб., доп. И подгот. К печати Б.М. Трояновским. – М.: Энергоатомиздат, 1993. – 384 с. 4. Паровые и газовые турбины для электростанций / А.Г. Костюк, В.В. Фролов, А.Е. Булкин, А.Д. Трухний; под ред. А.Г. Костюка. – М.: Издательский дом МЭИ, 2016. – 556 с. 5. Геометрические и энергетические характеристики профилей турбинных лопаток постоянного сечения. Учебное пособие по курсу «Энергетические машины» / Л.Я. Лазарев, Т.Н. Степанова, Н.В. Ряховская, В.А. Фадеев. 2004. 6. Динамика и прочность турбомашин: учебник для вузов / А.Г. Костюк. – 3-е изд., перераб. И доп. – М.: Издательский дом МЭИ, 2007. – 476 с. 7. Ефимов Н.Н., Папин В.В., Малышев П.А., Безуглов Р.В. Анализ использования тепловых насосов на тепловых и атомных электростанциях // Известия высших учебных заведений. 2010. №4. С. 35-39 101

Рецензии:

Авторизуйтесь, чтобы добавить рецензию

- у работы пока нет рецензий -

Отзывы:

Авторизуйтесь, чтобы оставить отзыв