Расчет тепловой схемы и проточной части паровой турбины К-160-130

Введение

В 1958 г. Харьковский турбинный завод выпустил турбину К-150-130, рассчитанную на параметры свежего пара 12.75 МПа и температуру 565 град, при давлении в конденсаторе 3.0 кПа и частоте вращения 50Гц. Позже турбина была модернизирована, и в настоящее время ее мощность составляет 160 МВт.
Пар от котла по двум паропроводам подводится к стопорному клапану и за тем направляется к четырем регулирующим клапанам, каждый из которых соединен со своей сопловой коробкой. Две сопловые коробки установлены в нижней половине внутреннего корпуса ЦВД, а две другие - в верхней.
Турбина имеет сопловое парораспределение. Первые два регулирующих клапана диаметром 120 мм. открываются одновременно и подводят пар к сопловым коробкам, расположенным в нижней половине корпуса. Номинальная мощность обеспечивается при дополнительном открытии третьего клапана диаметром 135 мм.
С параметрами 3.7 МПа и 375 °С пар по четырем паропроводам направляется в промежуточный пароперегреватель котла и возвращается оттуда с параметрами 2.8 МПа и 565 °С к двум клапанам части среднего давления, от которых по четырем паропроводам пар поступает в часть среднего давления.
В турбоустановки используется двухпоточный конденсатор типа К-160-9115 с поверхностью охлаждения 9115 м2, расчетный вакуум в котором обеспечивается при расходе 21000 м3/ч охлаждающей воды с температурой 12 °С.

1. Расчет тепловой схемы установки

.1 Схема установки

Схема

1.2 Расчет процесса расширения в турбине и построение процесса на диаграмме

.2.1 Расчет процесса расширения в ЦВД
1. В Н-S диаграмме строим начальную точку процесса расширения по давлению Р0=12.75 МПа и температуре Т0=565 °С. Находим начальную точку Н0=3515 кДж/кг. Строим процесс расширения до давления перед пром. перегревом Р=3.7 МПа.
. Получаем теоретический процесс расширения в ЦВД, с энтальпией Н2т=3138 кДж/кг.
. Рассчитаем энтальпию реального процесса расширения. Внутренний относительный КПД ЦВД равен ηоi=0.835, ηоi=(Н0- Н2)/(Н0-Н2t), получаем: Н2=Н0- ηоi(Н0- Н2t), Н2=3515- 0.835(3515-3138)=3200 кДж/кг. Строим реальный процесс расширения в Н-S диаграмме.

1.2.2 Расчет процесса расширения в ЦСД и ЦНД
1. В Н-S диаграмме строим процесс пром. перегрева с параметрами Рпп=2.8 МПа и Тпп=565 °С. Находим точку Нпп=3610 кДж/кг.
. Строим процесс расширения с параметров пром. перегрева до давления в конденсаторе турбины. Получаем точку Н9т=2225 кДж/кг.
. Рассчитаем энтальпию реального процесса расширения.
Внутренний относительный КПД ЦСД и ЦНД равен ηоi=0.83, ηоi=(Нпп- Н9)/(Нпп-Н9t), получаем: Н9=Нпп- ηоi(Нпп- Н2t), Н2=3610- 0.83(3610-2225)=2460.45 кДж/кг. Строим реальный процесс расширения в Н-S диаграмме.

1.3 Расчет параметров отборного пара и воды в системе регенерации

.3.1 Расчет температуры воды после регенеративных подогревателей, питательного насоса и деаэратора
1. По (1) определим температуру воды после конденсатора, при давлении Рк=0.003 МПа, температура насыщения Тк=26 °С.
. По (1) определим температуру воды в деаэраторе, при давлении Рд=0.6 МПа, температура Тд=159 °С.
. Проведем разбиение температур по подогревателям (с учетом того, что Тпв=229 °С, питательный насос поднимает температуру воды на 4 °С и деаэратор нагревает воду на 10 °С) и занесем данные в таблицу.

Таблица 1

Тв1-8 - температура воды после соответствующего подогревателя.
Тпн - температура воды после питательного насоса.
Тд - температура воды после деаэратора.
Тк - температура воды после конденсатора.

1.3.2 Расчет энтальпий воды после регенеративных подогревателей, питательного насоса и деаэратора
1. Зададим давление воды после конденсатного насоса Ркн=0.7 МПа, с учетом падения давления на каждом ПНД, получаем на входе в деаэратор давление Рд=0.6 МПа.
. Зададим давление воды после питательного насоса Рпн=18 МПа, с учетом падения давления на каждом ПВД, получаем на входе в котлоагрегат давление Рпв=17.4 МПа.
. По (1) определим энтальпию воды после подогревателей, по давлению и температуре, занесем данные в таблицу.

Таблица 2

Нв1-8 - энтальпия воды.
Нпн - энтальпия воды после питательного насоса.
Нд - энтальпия воды после деаэратора.
Нк=Нв9 - энтальпия воды после конденсатора.

1.3.3 Определение параметров отборов пара
1. Определим параметры отборного пара по следующей методике:
- определим температуру tп= tпв + st , где tпв температура после соответствующего подогревателя, а st температура недогрева в подогревателе, выбирается равной от -2 до 10 °С.
- определим давление насыщения Рн по температуре tп.
- определим давление отбора Ротб= Рн · 1.1, необходим также учесть заданные значения давления в отборах турбины.
- по H-S диаграмме определим энтальпии отборов.
- занесем полученные данные в таблицу.

Таблица 3

Р1-8 - давление в отборах. Нр1-9 - энтальпии отборов.

1.3.4 Определение параметров дренажей
1. Определим температуру дренажей как температуру насыщения при давлении отбора. Энтальпию дренажа определим по давлению и температуре, по (1). Полученные данные внесем в таблицу.

Таблица 4

Тдр1-8 - температура дренажей.
Ндр1-8 - энтальпия дренажей.

1.4 Сводная таблица параметров рабочей среды

Таблица 5
	В гол-ову турбины	Пром. прегрев	1	2	3	Питательный насос	Деаэратор	4	5	6	7	8	9 (Выхлоп.)	
Тв,°С	-	-	229	209	179	162	159	149	121	101	65	45	26	
Рв,Мпа	-	-	17.4	17.6	17.8	18.0	0.6	0.6	0.62	0.64	0.66	068	0.7	
Нв,кДж/кг	-	-	989	899	767.6	698	670.5	627	507	414	271	188	-	
Sв,кДж/кгК	-	-	2.57	2.38	2.10	1.95	1.93	1.82	1.53	1.29	0.89	0.63	0.38	
Vв,м3/кг10-3	-	-	1.2	1.15	1.11	1.1	1.09	1.89	106	1.04	1.01	1	1	
Рр,Мпа	12.75	2.8	3.7	2.4	1.1	-	-	0.85	0.47	0.18	0.09	0.04	0.003	
Нр,кДж/кг	3515	3610	3138	3482	3281.	-	-	3208	3045	2822	2697.8	2560.4	2455	
Sр,кДж/кгК	6.66	7.44	6.72	6.71	7.56	-	-	7.62	7.69	7.75	7.77	7.78	8.55	
Тдр,°С	-	-	245	222	184	-	-	173	150	117	96	76	-	
Ндр,кДж/кг	-	-	1061	952.8	780.8	-	-	732	632	491	402	318	-	
Sдр,кДж/кгК	-	-	3.02	2.67	2.20	-	-	1.92	1.6	1.38	1.28	1.19	-	
Vдр,м3/кг10-3	-	-	1.3	1.22	1.13	-	-	1.09	1.06	1.04	1.04	1.035	-	

1.5 Расчет расхода пара на отборы

.5.1 Тепловой баланс для первого подогревателя

α1=== 0.043
α1-8 - доля пара на отбор.

1.5.2 Тепловой баланс для второго подогревателя

α2=== 0,05

1.5.3 Тепловой баланс для третьего подогревателя

α3=== =0,021

1.5.4 Тепловой баланс для деаэратора

αд=== 0, 00978

1.5.5 Тепловой баланс для четвертого подогревателя

α4=== =0,042

1.5.6 Тепловой баланс для пятого подогревателя

α5=== 0,032

1.5.7 Тепловой баланс для шестого подогревателя

α5=== 0,049

1.5.8 Расчет точки смешения, методом последовательного приближения

1. Примем следующие данные: α7=0.04
α8=0.04
Нсм=Нв7
2. Произведем расчет α7 и α8:

α7=;

. Расчет энтальпии точки смешения.

. Производим сравнение полученных величин с принятыми, с заданной точностью. Если погрешность превышает заданную, то продолжаем уточнения, подставляя новые данные, если погрешность не превышает заданную, то выводим ответ.
. После многочисленных итераций получили следующие данные:
α7=0.017 α8=0.027

1.6 Расчет работы и расхода пара в голову турбины

.6.1 Расчет работы пара в турбине

-работа пара в турбине.

1.6.2 Расчет расхода пара в голову турбины

- расход пара в голову турбины.
- максимальная электрическая мощность машины генератора.
- КПД машины генератора.
В результате проведенных расчетов получили совпадение расчетных данных по расходу пара в голову турбины с заданными, погрешность составляет менее двух процентов.

расчетное= 124.801 (кг/с)
задан.= 126.9 (кг/с)

Погрешность: 

По полученным данным делаем вывод о правильности проведенных расчетов.

2. Расчет проточной части турбины

.1 Расчет ЦВД

.1.1 Расчет регулируемой ступени

.1.1.1 Расчет сопловой решетки
Зададим средний диаметр ступени по заводскому аналогу.

d=1.050 (м).

Частота вращения ротора турбины.
n=3000 (об/мин).
Окружная скорость.

Зададимся степенью реакции.

Зададимся скоростным коэффициентом концевых турбинных решеток.

Зададимся углом выхода потока из сопловой решетки.

Определим значение характеристического коэффициента.

Определяем фиктивную скорость пара.

Располагаемый теплоперепад ступени.

Теплоперепад сопловой решетки.

Теплоперепад рабочей решетки.

Теоретическая скорость истечения пара из сопел.

Действительная скорость истечения пара из сопел.

Выходная площадь сопловой решетки.

 - расход пара в голову турбины, кг/с.
= 0.036 - удельный теоретический объем пара, по диаграмме м3/кг.
 =0.94- коэффициент расхода.

Определим высоту лопаток сопловой решетки.

- степень парциальности подвода пара.
Определим скорость звука в данной среде.

 = 1.35, показатель адиабаты.
= 11,8 МПа, давление ступени, определяем по диаграмме.

Определяем число маха.

Выберем профиль сопловой лопатки.
Профиль выбирается из стандартных, по углу выхода потока из сопловой решетки и по числу маха.

Таблица 6. стандартных профилей приведена
С - 90 - 12А	
					
10-14	70-120	0.72-0.87	31-35	0.6-0.85	

Уточним, ранее принятые, значения коэффициента расхода и коэффициента сопла.
- коэффициент сопла.

- коэффициент профильных потерь.

 - эквивалентный угол.

 = 0.032 - хорда сопловой лопатки, м.
= 0.001 - коэффициент потерь.
Определим погрешность.

%

- коэффициент расхода.

Определим погрешность.

2.1.1.2 Расчет рабочей решетки
Относительная скорость входа пара.

Угол входа пара в рабочие решетки.

Определим число сопловых лопаток.

- оптимальный шаг.
Округляем полученное значение.

Потери теплоперепада в соплах.

Определим теоретическую относительную скорость выхода потока.

Площадь кольцевой рабочей решетки.

 - расход пара в голову турбины, кг/с.
= 0.0365 - удельный теоретический объем пара, по диаграмме м3/кг.
 =0.98- коэффициент расхода.

Определим угол выхода потока из рабочей решетки.

 - величина перекрышки, м.
Определим скорость звука в данной среде.

= 11 МПа, давление ступени, определяем по диаграмме.

Определяем число маха.

Выберем профиль рабочей лопатки.
Профиль выбирается из стандартных.

Таблица 7
Р - 26 - 17А	
					
15-19	23-35	0.6-0.7	75-80	0.75-0.95	

Определим число рабочих лопаток.

=0.662 - оптимальный шаг.
=0.03 - хорда рабочей лопатки.
Округляем полученное значение.

Потери теплоперепада в рабочих лопатках.

- коэффициент скорости, определяем по рис.5 (10).
Уточним значения коэффициента скорости и коэффициента расхода.
- коэффициент скорости.

 - оцениваем по соотношению .
Определим погрешность.
%
- коэффициент расхода.

Определим погрешность.%

%

Определим действительную относительную скорость потока на выходе из рабочей решетки.

Определим лопаточный КПД ступени.

- располагаемая энергия ступени.

 - коэффициент использования кинетической энергии выходной скорости в последующей ступени, для регулирующей ступени =0.
- потери с выходной скоростью.

=49.128(м/с) - действительная скорость выхода пара из рабочей решетки, определяется из треугольника скоростей(см. приложение1).
Определяем внутренний относительный КПД ступени.

- потери на трение.

=1.4 - коэффициент трения.
- потери от утечек.

 - потери на влажность равны , т.к. процесс расширения проходит в зоне перегретого пара.
Определим действительный теплоперепад ступени.

Определим мощность ступени.

2.2 Разбиение теплоперепада ЦВД

- по заводскому аналогу принимаем значения диаметров ступеней;
- принимаем значения степени реактивности ступени;
- принимаем ;
- принимаем значение скоростного коэффициента ;
- принимаем значение коэффициента ;
- определяем ;
- производим расчет теплоперепада 
- полученные данные сведем в таблицу и построим график по полученным величинам по ступеням.

Таблица 8
№ ступени					
2	0.968	0.02	0.47	50	
3	0.979	0.03	0.473	50.6	
4	0.995	0.035	0.474	52	
5	1.012	0.04	0.475	53.5	
6	1.03	0.045	0.477	55.2	
7	1.044	0.05	0.478	56.4	

График распределения теплоперепада, диаметра и характеристического коэффициента.

Рис.1
------- - теплоперепад ступени;
------- - диаметр ступени;
------- - значение характеристического коэффициента.

Исходя из полученных данных, определим количество ступеней ЦВД.

Средний теплоперепад, приходящийся на одну ступень.

.

=377 (кДж/кг) - теплоперепад ЦВД.
= 0.0090869 - коэффициент возврата теплоты.
Округляя, полученные значение, получаем.
=7 шт.

2.1.2 Расчет первой нерегулируемой ступени (вторая ступень по ходу пара)

.1.2.1 Расчет сопловой решетки
Уточним значение среднего диаметра ступени.

Окружная скорость.

Степень реакции.

Зададимся скоростным коэффициентом концевых турбинных решеток.

Зададимся углом выхода потока из сопловой решетки.

Определим значение характеристического коэффициента.

Определяем фиктивную скорость пара.

Располагаемый теплоперепад ступени.

Теплоперепад сопловой решетки.

Теплоперепад рабочей решетки.

Теоретическая скорость истечения пара из сопел.

Действительная скорость истечения пара из сопел.

Выходная площадь сопловой решетки.

 - расход пара в голову турбины, кг/с.
= 0.042 - удельный теоретический объем пара, по диаграмме м3/кг.
 =0.945- коэффициент расхода.

- степень парциальности подвода пара. Определим скорость звука в данной среде.

 = 1.35, показатель адиабаты. = 9 МПа, давление ступени, определяем по диаграмме.

Определяем число маха.

Выберем профиль сопловой лопатки.
Профиль выбирается из стандартных, по углу выхода потока из сопловой решетки и по числу маха.
Таблица стандартных профилей приведена в (1)

Таблица 8
С - 90 - 15А	
					
13-17	70-120	0.7-0.85	35-40	0.5-0.85	

Уточним, ранее принятые, значения коэффициента расхода и коэффициента сопла.
- коэффициент сопла.

- коэффициент профильных потерь.

 - эквивалентный угол.

 = 0.07 - хорда сопловой лопатки, м.
= 0.001 - коэффициент потерь.
Определим погрешность.

%

- коэффициент расхода.

Определим погрешность.

%

2.1.1.2 Расчет рабочей решетки
Относительная скорость входа пара.
Угол входа пара в рабочие решетки.

Определим число сопловых лопаток.

- оптимальный шаг.
Округляем полученное значение.

Потери теплоперепада в соплах.

Определим теоретическую относительную скорость выхода потока.

Площадь кольцевой рабочей решетки.

 - расход пара в голову турбины, кг/с.
= 0.0424 - удельный теоретический объем пара, по диаграмме м3/кг.
 =0.97- коэффициент расхода.

Определим угол выхода потока из рабочей решетки.

 - величина перекрышки, м.
Определим скорость звука в данной среде.

= 8.9 МПа, давление ступени, определяем по диаграмме.

Определяем число маха.

Выберем профиль рабочей лопатки.
Профиль выбирается из стандартных.
Таблица стандартных профилей приведена в (1)

Таблица 9
Р - 35 - 25А	
					
22-28	30-50	0.55-0.65	78-82	0.75-0.95	

Определим число рабочих лопаток.

=0.668 - оптимальный шаг.
=0.060 - хорда рабочей лопатки.
Округляем полученное значение.

Потери теплоперепада в рабочих лопатках.

- коэффициент скорости, определяем по рис.5 (10).
Уточним значения коэффициента скорости и коэффициента расхода.
- коэффициент скорости.

 - оцениваем по соотношению .
Определим погрешность.
%
- коэффициент расхода.

Определим погрешность.%

%

Определим действительную относительную скорость потока на выходе из рабочей решетки.

Определим лопаточный КПД ступени.

- располагаемая энергия ступени.

 - коэффициент использования кинетической энергии выходной скорости в последующей ступени, для регулирующей ступени =0.5
- потери с выходной скоростью.

=63.915(м/с) - действительная скорость выхода пара из рабочей решетки, определяется из треугольника скоростей(см. приложение1).
Определяем внутренний относительный КПД ступени.

- потери на трение.

=1.4 - коэффициент трения.
- потери от утечек.

 - потери на влажность равны , т.к. процесс расширения проходит в зоне перегретого пара.
Определим действительный теплоперепад ступени.

Определим мощность ступени.

2.2 Разбиение теплоперепада ЦCД - ЦНД

- по заводскому аналогу принимаем значения диаметров ступеней;
- принимаем значения степени реактивности ступени;
- принимаем ;
- принимаем значение скоростного коэффициента ;
- принимаем значение коэффициента ;
- определяем ;
- производим расчет теплоперепада 

Таблица 10
№ ступени					
ЦСД	
8	1.132	0.05	0.483	63.6	
9	1.135	0.05	0.483	63.9	
10	1.15	0.055	0.484	65.2	
11	1.16	0.055	0.484	66.4	
12	1.19	0.06	0.485	69.5	
13	1.22	0.06	0.485	73	
14	1.260	0.06	0.485	77.9	
15	1.32	0.06	0.485	85.5	
ЦНД	
16	1.48	0.06	0.485	107.5	
17	1.54	0.07	0.488	115.2	
18	1.61	0.08	0.491	124.5	
19	1.71	0.1	0.496	137.4	
20	1.83	0.12	0.502	153.9	
21	2	0.13	0.505	181.7	

График распределения теплоперепада, диаметра и характеристического коэффициента.

Рис.2
------- - теплоперепад ступени;
------- - диаметр ступени;
------- - значение характеристического коэффициента.

Исходя из полученных данных, определим количество ступеней ЦCД.

Средний теплоперепад, приходящийся на одну ступень.

.

=565 (кДж/кг) - теплоперепад ЦСД.
= 0.018 - коэффициент возврата теплоты.
Округляя, полученные значение, получаем.
=8 шт.
Определим количество ступеней ЦНД.

Средний теплоперепад, приходящийся на одну ступень.

.

=565 (кДж/кг) - теплоперепад ЦНД.
= 0.03854 - коэффициент возврата теплоты.
Округляя, полученные значение, получаем.
=6 шт.

3.Расчет вала ЦНД на прочность

.1Расчет вала ЦНД на критическое число оборотов

Произведем расчет одной половины вала, т.к. вал симметричен относительно оси паровпуска.
- произведем расчет нагрузки вала, диска и лопатки;

- плотность материала, кг/м3 .

- принимаем масштаб длины вала ;
- выбираем масштаб действительных нагрузок ;
- зададимся полюсным расстоянием ;
- строим силовой многоугольник ;
- определяем ординаты фиктивных изгибающих моментов;
- строим эпюру фиктивных моментов, определяем площади участков, строим фиктивные силы из точек центра тяжести, в масштабе ;
- выбираем масштаб фиктивных сил 
- находим полюсное расстояние , из расчета, чтобы получить прогибы вала на чертеже в К раз больше действительных

- момент инерции твердого тела.

 - модуль Юнга.

Таблица 11. Расчет вала на критическое число оборотов

Рис. 3. Силовой многоугольник
дренаж тепловой паровой турбина

Рис. 4 Силовой многоугольник фиктивных сил

Рис.5

- строим веревочный многоугольник, который представляет собой изогнутую ось вала, находим прогибы оси Yi , полученные данные заносим в таблицу;
- определяем критическое число оборота ротора

полученное критическое число оборотов больше рабочего, равного 3000 об/мин; значит, вал турбины является жестким;
- определим величину максимального прогиба оси вала;

- определим коэффициент запаса.

%

- критическое число оборотов отличается от рабочего на 22%, следовательно на номинальных оборотах вал турбины будет работать устойчиво, с минимальными вибрациями.

Таблица 12
Параметр/ступень	1	2	3	4	5	
	С	Р	С	Р	С	Р	С	Р	С	Р	
Расход пара D кг/с	126.9	126.9	126.9	126.9	126.9	
Диаметр средний,d0,м	1.050	0.947	0.958	0.973	0.989	
Выходной эффективный угол, α	14	14	14	14	14	
Степень реакции, ρ	0.02	0.02	0.035	0.04	0.04	
Окружная скорость U, м/с	164.9	148.75	150.47	152.86	155.37	
Характеристический коэффициент Xф	0.475	0.47	0.474	0.475	0.475	
Фиктивная скорость,cф м/с	346.9	316.1	317.3	321.577	326.8	
Располагаемый теплоперепад ступени, Н0 кДж/кг	60.19	49.9	50.63	51.7	53.42	
Теплоперепад в решётке, кДж/кг	58.9	1.2	48.9	1	48.6	1.76	49.6	2.06	51.2	2.1	
Теоретическая скорость истечения м/с	343.4	184.3	313	166	311.7	168.3	315	171	320.2	173.8	
Реальная скорость истечения м/c	333.1	175.4	300.4	156.3	299.2	158.4	302.4	161	307.4	163.9	
Скорость входа пара		177.6		160.2		157.5		158.5		161.1	
Выходная площадь решётки м2	0.014	0.026	0.018	0.033	0.019	0.034	0.02	0.035	0.022	0.034	
Длина лопатки, м	0.025	0.028	0.025	0.028	0.026	0.029	0.027	0.029	0.029	0.031	
Число Маха	0.454	0.25	0.438	0.233	0.452	0.247	0.496	0.279	0.511	0.304	
Количество лопаток, шт	122	130	50	58	50	58	45	60	46	60	
Угол входа пара в рабочие решётки 0		26.97		26.9		27.3		27.4		27.49	
Угол выхода пара из рабочих решёток0		16.2		24		23.3		23.0		20.6	
Хорда, см	3.2	3	7	6	7	6	8	6	8	6	
Потери в венце кДж/кг	3.69	1.59	4.21	1.6	4.08	1.65	4.42	1.7	4.39	1.76	
С2, м/с	49.12	63.915	63.26	63.19	57.8	
Потери с выходной скоростью, кДж/кг	1.2	2.043	2.0	1.99	1.674	
Относительный лопаточный КПД	0.892	0.86	0.863	0.865	0.867	
Внутренний oтносительный КПД	0.868	0.844	0.848	0.849	0.853	
Полезный теплоперепад, кДж/кг	52.222	42.2	47.701	43.9	45.545	
Мощность ступени	6.627	5.335	5.419	5.571	5.78	

Таблица 13
Параметр/ступень	6	7	8	9	10	
	С	Р	С	Р	С	Р	С	Р	С	Р	
Расход пара D кг/с	126.9	126.9	120.35	120.35	114.85	
Диаметр средний,d0,м	1.009	1.022	1.097	1.099	1.11	
Выходной эффективный угол, α	14	14	14	14	14	
Степень реакции, ρ	0.045	0.05	0.05	0.05	0.055	
Окружная скорость U, м/с	158.4	160.54	172.2	172.6	174.7	
Характеристический коэффициент Xф	0.477	0.478	0.482	0.483	0.485	
Фиктивная скорость,cф м/с	332.55	335.96	357.15	357.2	360.667	
Располагаемый теплоперепад ступени, Н0 кДж/кг	55.295	56.43	63.77	63.8	65.04	
Теплоперепад в решётке, кДж/кг	52.8	2.48	53.6	2.8	60.5	3.18	60.6	3.2	61.4	3.57	
Теоретическая скорость истечения м/с	324.9	177.4	327.4	179.7	348.1	192.5	348.2	192.9	350.6	195.2	
Реальная скорость истечения м/c	311.9	167.5	314.3	170.1	337.3	183.7	338.1	184.3	340.4	186.6	
Скорость входа пара		162.7		163.2		175.2		175.6		176.0	
Выходная площадь решётки м2	0.025	0.047	0.028	0.055	0.55	0.105	0.067	0.126	0.069	0.13	
Длина лопатки, м	0.032	0.034	0.036	0.039	0.07	0.073	0.08	0.083	0.081	0.084	
Число Маха	0.528	0.261	0.493	0.242	0.504	0.28	0.486	0.275	0.52	0.288	
Количество лопаток, шт	48	64	50	66	54	72	54	72	54	88	
Угол входа пара в рабочие решётки 0		27.6		27.7		27.7		27.7		27.9	
Угол выхода пара из рабочих решёток0		25.59		26.3		24.6		26.1		26.4	
Хорда, см	8	6	8	6	8	6	8	6	8	6	
Потери в венце кДж/кг	4.3	1.8	4.11	1.88	3.6	2.15	3.55	2.1	3.589	2.219	
С2, м/с	72.7	75.8	76.9	81.438	83.545	
Потери с выходной скоростью, кДж/кг	2.64	2.87	2.363	3.316	3.49	
Относительный лопаточный КПД	0.841	0.865	0.882	0.881	0.881	
Внутренний oтносительный КПД	0.828	0.853	0.876	0.876	0.875	
Полезный теплоперепад, кДж/кг	45.79	48.148	55.85	55.886	56.912	
Мощность ступени	5.81	6.11	6.7	6.726	6.536	

Таблица 14
Параметр/ступень	11	12	13	14	15	
	С	Р	С	Р	С	Р	С	Р	С	Р	
Расход пара D кг/с	114.85	114.85	110.053	106.713	106.7	
Диаметр средний,d0,м	1.123	1.151	1.18	1.219	1.277	
Выходной эффективный угол, α	14	14	14	14	14	
Степень реакции, ρ	0.055	0.06	0.06	0.06	0.06	
Окружная скорость U, м/с	176.3	180.82	185.318	191.437	200.558	
Характеристический коэффициент Xф	0.485	0.486	0.487	0.487	0.487	
Фиктивная скорость,cф м/с	363.9	372.151	380.6	393.19	411.924	
Располагаемый теплоперепад ступени, Н0 кДж/кг	66.237	69.2	72.4	77.299	84.841	
Теплоперепад в решётке, кДж/кг	62.5	3.6	65.1	4.15	68.0	4.34	72.6	4.6	79.75	5.09	
Теоретическая скорость истечения м/с	353.8	197.0	360.8	202.0	369.0	206.9	381.2	213.7	399.3	223.9	
Реальная скорость истечения м/c	343.5	188.5	350.3	193.3	359.0	198.2	370.9	204.8	388.5	214.819	
Скорость входа пара		177.6		180.2		184.7		190.8		199.967	
Выходная площадь решётки м2	0.079	0.154	0.091	0.174	0.103	0.197	0.117	0.221	0.144	0.277	
Длина лопатки, м	0.079	0.096	0.104	0.106	0.115	0.118	0.126	0.129	0.149	0.151	
Число Маха	0.533	0.293	0.56	0.311	0.584	0.325	0.631	0.352	0.67	0.375	
Количество лопаток, шт	54	88	54	90	56	94	58	96	60	100	
Угол входа пара в рабочие решётки 0		27.9		28.0		28.0		28		28.042	
Угол выхода пара из рабочих решёток0		27.0		26.8		26.7		26.6		27.133	
Хорда, см	8	6	8	6	8	6	8	6	8	6	
Потери в венце кДж/кг	3.5	2.26	3.58	2.37	3.67	2.49	3.8	2.6	4.112	2.92	
С2, м/с	86.295	87.7	89.6	92.347	98.416	
Потери с выходной скоростью, кДж/кг	3.723	3.85	4.018	4.264	4.843	
Относительный лопаточный КПД	0.881	0.883	0.884	0.885	0.885	
Внутренний oтносительный КПД	0.876	0.878	0.88	0.881	0.882	
Полезный теплоперепад, кДж/кг	58.034	60.825	63.731	68.114	74.827	
Мощность ступени	6.665	6.986	7.014	7.269	7.985	

Таблица 15
Параметр/ступень	16	17	18	19	20	
	С	Р	С	Р	С	Р	С	Р	С	Р	
Расход пара D кг/с	49.5	49.5	47.797	46.262	43.362	
Диаметр средний,d0,м	1.432	1.491	1.56	1.655	1.773	
Выходной эффективный угол, α	14	14	15	15	17	
Степень реакции, ρ	0.06	0.07	0.08	0.1	0.12	
Окружная скорость U, м/с	224.885	234.24	245	260	278.5	
Характеристический коэффициент Xф	0.485	0.489	0.491	0.497	0.5	
Фиктивная скорость,cф м/с	463.318	478.5	499.065	522.761	557.554	
Располагаемый теплоперепад ступени, Н0 кДж/кг	107.332	114.499	124.533	136.6	155.433	
Теплоперепад в решётке, кДж/кг	100.8	6.44	106.4	8.0	114.5	9.96	122.9	13.6	136.7	18.65	
Теоретическая скорость истечения м/с	449.2	251.3	461.4	261.5	478.6	277.2	495.9	293.8	523.0	323.3	
Реальная скорость истечения м/c	435.7	239.0	449.0	249.5	466.7	264.1	484.5	281.8	512.5	311.0	
Скорость входа пара		224.2		228.8		238.6		242.8		259.3	
Выходная площадь решётки м2	0.083	0.163	0.118	0.224	0.193	0.365	0.378	0.722	0.516	0.519	
Длина лопатки, м	0.076	0.079	0.104	0.107	0.152	0.155	0.281	0.284	0.841	1.732	
Число Маха	0.76	0.433	0.877	0.378	0.97	0.57	1.0	0.284	0.516	0.656	
Количество лопаток, шт	68	112	68	104	70	106	80	100	86	90	
Угол входа пара в рабочие решётки 0		28.0		28.3		30.4		31.0		35.2	
Угол выхода пара из рабочих решёток0		27.2		26.6		28.7		29.2		36.8	
Хорда, см	8	6	8	5.8	8	6	8	6.6	8	8	
Потери в венце кДж/кг	5.98	3.67	5.865	3.982	5.6	4.4	5.6	5.0	5.731	6.086	
С2, м/с	110.12	112.35	127.92	138.6	188.78	
Потери с выходной скоростью, кДж/кг	6.064	6.311	8.182	9.613	17.8	
Относительный лопаточный КПД	0.878	0.883	0.882	0.883	0.859	
Внутренний oтносительный КПД	0.871	0.878	0.878	0.881	0.843	
Полезный теплоперепад, кДж/кг	93.537	100.529	109.39	120.3	130.96	
Мощность ступени	4.631	4.977	5.228	5.567	5.679	

Заключение

В результате расчета тепловой схемы была получена мощность турбины
МВт; расчет проточной части подтвердил правильность вычисления, т.к. получена мощность 160 МВт. Делаем вывод о правильности вычислений.
В результате расчета вала ЦНД на прочность, получили данные близкие к заводским параметрам.

Список источников
дренаж тепловой паровой турбина
1. Щегляев А.В. Паровые турбины. - М.: Энергия, 1976. - 357 с.
. Трояновский Б.М. Турбины для атомных электростанций. - М.: Энергия, 1976.
. Абрамов В.И., Филиппов Г.А., Фролов В.В. Тепловой расчет турбин. - М.: Энергия, 1974. - 224 с.
. Семенов А.С., Шевченко А.В. Тепловой расчет паровой турбины. - Киев: Вища школа, 1975. - 207 с.
. Дейч М.Е., Филиппов Г.А., Лазарев Л.Я. Атлас профилей решеток осевых турбин. - М.: Машиностроение, 1965. - 96 с.
. Теплотехнический справочник. - М.: Энергия, т. 1, 1975. - 743 с.
. Рыжкин В.Я. Тепловые электрические станции. - М.: Энергия, 1967. - 400 с.
. Шляхин П.Н., Бершадский М.Л. Краткий справочник по паровым турбинам. - М.: Энергия, 1970. - 251 с.
. Ривкин С.Л., Александров А.А. Теплофизические свойства воды и водяного пара. - М.: Энергия, 1980. - 424 с.
. . Паровые и газовые турбины. Методические указания по выполнению курсового проекта для студентов специальности 0305. - Саратов, 1983. - 24 с.