Результаты термодинамического расчета

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Результаты термодинамического расчета

1. Молярный (объемный) состав топливного газа

В качестве топливного газа, в соответствии с заданием, принимается берёзовский природный газ.

Исходные данные по молярному составу газа в процентах берутся из справочной литературы.

95,1	0,32	0	0	0	0,19	0	4,3

2. Молекулярная масса газа:

где -- молекулярная масса компонентов газообразного топлива.

3. Элементарный массовый состав топлива в процентах:

топливо газ давление турбина

Итого: 100 %

4. Характеристика элементарного состава топлива:



5. Теоретически необходимый расход сухого воздуха в кг на 1 кг топлива:

6. Теплота сгорания газообразного топлива:

7. Характеристика Вельтера-Бертье-Коновалова:

8. Приведенная молекулярная масса влажного воздуха:

9. Начальное значение приведенного водяного эквивалента влажного воздуха (t=t_а= -5 °С):



10. Начальное абсолютное давление сжатия:

11. Абсолютное давление в выхлопном патрубке турбины:

В дальнейшем, для удобства оформления материалов проекта все основные уравнения термодинамического расчета и результаты вычислений должны быть сведены в табл. 1.

Таблица 1

Величина	Размерность	Соотношения давлений сжатия
		2	3	4	5	6
	°С	302,15	325,3	343,3	358,8	371,8
		1,005	1,007	1,009	1,01	1,011
		1,865	1,873	1,88	1,886	1,891
		0,1361	0,1361	0,1361	0,1361	0,1361
		1,008	1,01	1,011	1,013	1,014
		2,817	2,967	3,096	3,215	3,322
	-	2,605	2,745	2,865	2,976	3,077
	-	0,384	0,364	0,35	0,336	0,325



Таблица 2

Величины	Соотношения давлений сжатия
	2	3	4	5	6
	0,499	0,499	0,499	0,499	0,499
	0,04	0,038	0,036	0,035	0,034
	0,0359	0,0358	0,0358	0,0357	0,03569
	27,85	27,9	27,95	27,98	28,01

При курсовом проектировании расчет осевого компрессора ГТУ не производится, однако, в связи с необходимостью распределения мощности между компрессорной (ТВД) и силовой (ТНД) турбинами в установках с разрезным валом (или двухвальных ГТУ) необходимо выполнить предварительный расчет мощности осевого компрессора.

При расчетах и проектировании одновальных ГТУ предварительный расчет мощности осевого компрессора не производится.

Таблица 3. Термодинамический расчет газотурбинной установки ГТ-750-6 Невского машиностроительного завода им. В.И. Ленина

N	Наименование соотношений или характеристик	Расчетное уравнение	Размер-ность	Соотношение давлений сжатия	Примечание
				2	3	4	5	6
1	In С = 2,3026 lg С	--		0,693	1,0986	1,386	1,609	1,792	AR = 8314
2	Начальное расчетное значение аргумента (показателя) процесса сжатия		--	0,1974	0,3129	0,395	0,4584	0,5103
3	Вспомогательная показательная функция			1,107	1,172	1,223	1,27	1,304	Прил. II, табл. 1
4	Удельная адиабатическая работа сжатия		кДж кг	59,16	99,3	130,72	157,5	180,2
5	Удельная индикаторная работа сжатия	hic=hc/зic	кДж кг	68,8	115,46	152	183,2	209,54	зiс - из задания
6	Температура воздуха в конце сжатия (индикаторный процесс)		0С	63,11	109,3	145,5	176,4	202,5
			0К	336,3	382,5	418,7	449,6	475,7
7	Конечное давление сжатия	Pc=cPa	МПа	0,2	0,3	0,4	0,5	0,6
8	Давление на входе в турбину		МПа	0,1872	0,2872	0,3872	0,4872	0,5852	По заданию
9	Соотношение давлений расширения	Cz = PzIPs	--	1,774	2,722	3,67	4,62	5,56
10	In Сz= 2,3026 lg Cz	lgcz lnCz	-- Ї	0,249 0,573	0,435 1,001	0,565 1,3	0,664 1,53	0,745 1,72
11	Коэффициент избытка воздуха	--	--	2,6	2,74	2,86	2,98	3,077	Вспомогательная таблица, а
12	Приведенная молекулярная масса продуктов сгорания		--	27,85	27,9	27,95	27,98	28,01	Вспомогательная таблица, б
13	Молекулярная масса продуктов сгорания		--	27,9	27,94	27,98	28,02	28,05
14	Удельный водяной эквивалент продуктов сгорания		кДж кгоС	1,281	1,277	1,272	1,269	1,267	Определяется по графику (прил. I)
15	Начальное расчетное значение аргумента (показателя) процента расширения		--	0,1287	0,2257	0,2941	0,3468	0,39
16	Вспомогательная показательная функция		--	0,94	0,89	0,86	0,84	0,82	Прил. II табл. 2
17	Удельная адиабатическая работа расширения		кДж кг	193,8	322,5	403	463,1	507,6
18	Удельная индикаторная работа расширения		кДж кг	172,5	287,01	358,67	412,2	451,8
19	Предварительное значение приведенного эквивалента продуктов сгорания при расширении		кДж кгоС	1,267	1,263	1,259	1,257	1,252
20	Температура продуктов сгорания в конце расширения (индикаторный процесс)		0C	851	772,4	723,8	690,6	665
21	Температура воздуха после регенератора		°С	653,9	606,6	579,2	562	549,4
22	Средняя температура в камере сгорания с учетом повышения температуры воздуха в регенераторе		°С	817	793,3	779,6	771	764,7
23	Уточненное значение коэффициента избытка воздуха		--	7,9	7,14	6,48	5,95	5,25
24	Удельная индикаторная работа газотурбинно- го двигателя (ГТД)		кДж кг	95	146,7	170,6	180,6	185
25	Эффективная удельная работа расширения		кДж кг	162	259,6	319,3	360,1	390,6
26	Эффективная удельная работа сжатия		кДж кг	69,5	116,6	153,5	185	211,6
27	Удельная эффективная работа ГТД		кДж кг	92,5	143	165,8	175,1	178,9
28	Удельный расход теплоты		кДж кг	367,3	406,4	447,8	487,5	552,7
29	Индикаторный к.п.д. ГТД		--	0,2583	0,361	0,381	0,37	0,335
30	Эффективный к.п.д ГТД		--	0,2519	0,3517	0,3702	0,3592	0,324
31	Эффективный к.п.д. ГТУ		--	0,25	0,3493	0,368	0,357	0,3214
32	Секундный расход сухого воздуха		кг.\сек	97,94	63,4	54,7	51,8	50,66
33	Часовой расход топлива		кг\час	2805,3	2009,2	1908,9	1967,7	2183,5

Для расчета мощности компрессора двухзальных ГТУ используются данные задания и результаты термодинамического расчета.

Удельная индикаторная работа сжатия воздуха в осевом компрессоре:

Расход сухого воздуха через осевой компрессор М_А = 505,09 кг/сек (из термодинамического расчета п. 32, без учета утечек воздуха через уплотнения компрессора и расхода воздуха на охлаждение лопаток и дисков турбины).

Расход сухого воздуха через осевой компрессор с учетом утечек и охлаждения турбины

Механический к. п. д. осевого компрессора . Индикаторная мощность осевого компрессора:

Эффективная мощность осевого компрессора:

Расчет проточной части турбины выполняется с целью определения геометрических размеров отдельных деталей турбины: диаметр ротора, высота рабочих и направляющих лопаток, радиальные зазоры проточной части. Кроме того, определяются характеристики ступеней турбины: скорости, степень реактивности, углы потока и т. д.

Исходными материалами для расчета турбины являются данные, приведенные в задании на проектирование, а также некоторые результаты термодинамического расчета, табл. 4.

Принятые предпосылки расчета проточной части многоступенчатых газовых турбин

а) Применены ступени постоянной циркуляции. Соответственно, проточная часть турбины выполнена из однотипных закрученных лопаток, отличающихся только высотой.

Следовательно, характеристики профиля лопаток (треугольники скоростей и соответствующие углы) подсчитаны лишь для последней ступени в определяющих сечениях-- в корневом, на среднем диаметре и в периферийном.

Таблица 4. Исходные данные расчета проточной части турбины

№	Наименование величин	Обозначение	Размерность	Расчетное значение
1	Начальные параметры газа перед турбиной Давление абсолютная температура	Рz Тz	МПа °К	0,3872 1253
2	Конечное состояние газа после расширения в газовой турбине (индикаторный процесс) Давление абсолютная температура	Ps Ts	МПа oK	0,1055 996,8
3	Молекулярная масса продуктов сгорания приведенная истинная		- --	27,95 28
4	Удельная работа газа в турбине, отнесенная к 1 кг сухого воздуха: адиабатический процесс индикаторный процесс эффективный процесс		кДж/кг кДж/кг кДж/кг	362,4 322,6 319,3
5	Эффективная удельная работа газа в ГТД		кДж/кг	165,8
6	Эффективная мощность ГТУ	Ne	кВт	9000
7	Секундный расход сухого воздуха	МA	кг/сек	54,66
8	Частота вращения вала турбины высокого давления	n1	об/мин	4300
9	Частота вращения вала турбины низкого давления	n2	об/мин	3200
10	Число ступеней давления	Z	--	3
11	Индикаторная мощность осевого компрессора	N Ic	кВт	13975,93
12	Эффективная мощность осевого компрессора	Nec	кВт	14117,10

б) Длины лопаток подсчитаны лишь для последней (l_z) и первой (l₁) ступеней. Длины лопаток промежуточных ступеней (l_i) получены по линейному закону:

где i--номер ступени;

z--общее число ступеней;

l₁ и l_z--длины лопаток первой (l₁) и последней (l_z) ступеней.

в) Для сокращения размеров ротора в корневом сечении лопаток выбирается минимальная степень реактивности.

г) Перепад теплоты в направляющем аппарате первой ступени определяется из условия достижения заданной для всех ступеней скорости С₁.

д) Площадь, сметаемая лопатками последней ступени турбины, определяется по величине расчетного напряжения в корневом сечении ().

е) К.п.д. турбины (_z) характеризует изменение состояния газа от С₀=0 (при входе) в турбину до С_aО на выходе из турбины, причем С_а--абсолютная скорость на выходе из диффузора (турбина с диффузором) или на выходе из последней ступени (турбина без диффузора). Термодинамические параметры газа на выходе (P_s, t_s) соответствуют именно этой конечной скорости (С_а).

ж) Предполагается, что осевая составляющая абсолютной скорости газа (C_z) есть величина постоянная для всей турбины в целом, причем эта величина не подвергается необратимым потерям, т. е. на образование ее затрачивается перепад давления лишь в первой ступени ().

Результаты расчета проточной части турбины

1. Показатель адиабаты процесса расширения в турбине k ( и см. термодинамический расчет п. п. 12 и 19):

2. Соотношение граничных давлений по турбине (термодинамический расчет п. 9):

3. Политропический к. п. д. турбины () определяется в зависимости от заданного внутреннего относительного к. п. д. и соотношения давлений сжатия (приложение III, табл. 1)

4. Коэффициент возврата теплоты для бесконечно большого
числа ступеней:

5. Коэффициент возврата теплоты при заданном числе ступеней (z=3);

6. Секундный массовый расход продуктов сгорания через турбину:

7. Полный изоэнтропийный (адиабатический) перепад теплоты в турбине с учетом коэффициента возврата теплоты:

8. Площадь, сметаемая рабочими лопатками последней ступени,

где -- коэффициент прочности лопатки, определяемый в зависимости от соотношения сечения лопатки у корня к сечению той же лопатки на периферии (принято F₁/F₂ = 3,7)



(по графику рис. 9 приложения);

--плотность материала лопатки (сталь)

= 2000 кг/м³;

--окружная скорость лопаток (ротора).

--допустимое напряжение материала лопаток, которое зависит от марки стали и температуры продуктов сгорания в зоне работы лопатки:

9. За последней ступенью расположен диффузор с прямолинейной осью. К.п.д. диффузора .

Удельный объем газа за диффузором при давлении P_s и температуре Т_s (табл. 2):

10. Значение осевой скорости (проекции абсолютной скорости потока в треугольнике скоростей на ось):

Здесь в первом приближении принято значение удельного объема за турбиной (), равное удельному объему за диффузором ().

11. Выходная скорость за диффузором (С_а) в целях снижения выходных потерь энергии принимается равной 0,6 осевой скорости (C_z):

С_а = 0,6•202 = 121 м/сек.

В диффузоре будет достигнут изоэнтропийный (адиабатический) перепад теплоты, характеризующий соответствующее увеличение адиабатического перепада турбины в целом (от

q_n=1 (в системе СИ)

12. Потери в диффузоре составят:

13. Потери энергии с выходной скоростью после диффузора:

14. Полный (расчетный) адиабатический перепад теплоты в турбине, соответствующий изменению давления от Р₁=Р_z до и C_o=0

15. Теплоперепад, соответствующий осевой скорости потока:

16. Распределению между ступенями подлежит теплоперепад (располагаемый теплоперепад):

Н' = Н_z - = 588,4-20,391= 567,966 кДж/кг.

Теплоперепад затрачивается на создание осевой скорости потока C_z.

17. Как указано в задании, установка ГТК-10 является газотурбинной установкой с разрезным валом, поэтому после определения располагаемого теплоперепада этот теплоперепад следует распределить между компрессорной турбиной (турбина высокого давления -- ТВД) и силовой турбиной (турбина низкого давления -- ТНД).

Уравнение баланса мощности осевого компрессора и мощности ТВД:

Численное значение величины N_ec (см. предварительный расчет осевого компрессора п. 5, все остальные величины берутся из предыдущих расчетов и задания). Следовательно,

Полученная величина h_z1 = 176,62 кДж/кг, является тепловым перепадом турбины высокого давления без учета затраты перепада на создание осевой скорости потока.

Расчетный полный перепад в первой ступени турбины высокого давления

Теплоперепад в турбине низкого давления (ТНД) затрачивается на создание работы, передаваемой приводному механизму (центробежный нагнетатель газа, электрический генератор и т. д.)

h_zII = H'-h_zI = 567,97--289,32 = 278,65 кДж/кг.

Мощность силовой турбины (ТНД)-- контроль:

При распределении мощностей между ТВД и ТНД в двухвальных ГТУ может иметь место некоторое отличие эффективной мощности, указанной в задании и полученной в результате расчетов.

В рассматриваемом примере N_е.ГТУ = 9000 кВт, а после перераспределения получено значение N_е.ГТУ = 9158,13 кВт.

18. Конечное состояние газа за турбиной (перед диффузором) определяется из выражения потенциальной работы в условиях малых теплоперепадов:

А=1 н•м/Дж - термический эквивалент работы.

19. Удельный объем газа за последней ступенью турбины перед диффузором:

20. Внутренний (индикаторный) процесс газовой турбины в дальнейшем рассматривается как политропический;

п -- постоянный показатель политропы;

T_z,-- действительные значения температуры;

Р_z,P^,_s--действительные значения давления в пределах проточной части турбины -- от входа в первую ступень до выхода из последней ступени.

Уравнение политропы для турбины в целом:

В дальнейшем принимается, что значение температуры в действительном процессе проточной части турбины является линейной функцией текущего значения адиабатического перепада.

Опорные точки для построения диаграммы состояния газа в пределах проточной части турбины должны быть представлены в табличной форме (табл. 5).

Таблица 5. Опорные точки диаграммы физического состояния рабочего тела в пределах проточной части турбины

H Соотношения	0	73,52	147,05	220,6	294,1	367,6
H/Hz	0	0,2	0,4	0,6	0,8	1
H/HZ(TZ-T'S)	0	51,35	102,7	154,05	205,4	256,7
T=Tz- (Tz-T's)	1253	1201,6	1150,3	1098,9	1047,6	996,2
T/Tz	1	0,96	0,92	0,877	0,84	0,795
ln t/tz	0	-0,042	-0,085	-0,131	-0,179	-0,23
	0	-0,237	-0,485	-0,745	-1,016	-1,302
P/Pz	1	0,788	0,615	0,475	0,362	0,272
p = pz (P/PZ)	0,3872	0,3053	0,24	0,18	0,14	0,105
	0,93	1,13	1,39	1,72	2,15	2,72

На основании данных табл. 3 строится диаграмма физического состояния рабочего тела в пределах проточной части турбины.

21. Расчет проточной части турбины начинается с определения диаметра барабана (или диска) и высоты лопаток последней ступени.

Расчетный полный тепловой перепад в последней ступени турбины (см. также пункт 17).

 (А=1 в системе СИ)

В корневом сечении ступени принимается малая степень реактивности или чисто активный принцип. В этом случае может быть принято следующее соотношение скоростей:

где U'₀ -- окружная скорость в корневом сечении (первое приближение).

С'₀ -- абсолютная скорость, соответствующая работе на окружности ступени в целом (h_u= h'_on).

-- к. п. д. на окружности, определяемый по балансу потерь без учета концевых потерь и потерь от трения диска:

= 0,89 + 0,02 = 0,91

Диаметр диска ( в одновальных многоступенчатых турбинах диаметр барабана) у корня лопаток:

Т.к. при этом диаметре получается отрицательная степень реактивности, то примем d=1,57 м.

Поковка такого диаметра может быть осуществлена.

Переферийный диаметр последнего рабочего колеса () находится зависимости от площади, ометаемой лопаткамли ,(S'):

Средний диаметр рабочего колеса:

Высота лопатки последней ступени:

Втулочное отношение:

При отношении > 0,82 лопатка должна быть з а к р у ч е н н о й.

22. Расчет корневого сечения последней ступени выполняем по условию осевого выхода потока, т. е. С_2u=0.

Из уравнения баланса работ на окружности колеса ступени находим:

Абсолютная скорость потока на выхде из направляющего аппарата:

Местная скорость звука в потоке за рабочим колесом:

Полный тепловой перепад в направляющем аппарате (коэффициент потерь энергии ):

Тепловой перепад в рабочем колесе:

Степень реактивности в корневом сечении:



Угол выхода потока из направляющего аппарата:

Относительная скорость газа:

Угол входа потока в рабочее колесо:

Относительная скорость выхода газа из рабочего колеса:

Коэффициент скорости принимается равным 0,97 ч 0,98 (по результатам испытаний натурных ступеней).

Отношение

23. Расчет ступеней в среднем сечении выполняем в пред-
положении закрутки по закону C_1ud=const - практически по
условию постоянства удельной работы в любом сечении ло-
паток (d--диаметр окружности, на котором расположены ло-
патки, а С_1u-- проекция абсолютной скорости потока на направление окружной скорости U).

Окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса d_m = 2224 мм = 2,224 м:

Окружная составляющая скорости потока (по закону закрутки C_lud=const) на среднем диаметре рабочего колеса:

Скорость истечения газа из направляющего аппарата:

Полный изоэнтропийный (адиабатический) перепад тепла в направляющем аппарате на уровне среднего диаметра (=0,04):

Тепловой перепад в рабочем колесе:

Степень реактивности на среднем диаметре ступени (по среднему диаметру рабочего класса):

Из диаграммы состояния находим параметры газа в зазоре между направляющим аппаратом и рабочим колесом последней ступени (ступень турбины низкого давления-- ТНД).

Для этого используем условие--теплоперепад в зазоре между рабочим колесом и направляющим аппаратом последней ступени

Величины P_1, Т_1, соответствующие перепаду теплоты Н = 291,2 кДж/кг, определяем графически: Р₁= 0,142 МПа; Т₁= 1048 °К; = 2,13 кг/м³.

Найденному удельному объему соответствует площадь кольца, занятого направляющими лопатками (v₂--удельный объем газа за последней ступенью --табл. 3).

По величине площади S₁ вычисляется внешний диаметр направляющего аппарата (- диаметр диска -барабана):

Средний диаметр направляющего аппарата последней ступени:

Высота лопатки направляющего аппарата последней ступени:

Для полученного среднего диаметра направляющего аппаратура уточним расчет среднего сечения ступени.

Окружная скорость на среднем диаметре направляющего аппарата:

Oкружная составляющая скорости пбтока на среднем диаметре (закон закрутки C_lu d -- const):

Скорость истечения из направляющего аппарата:

Угол выхода потока из направляющего аппарата:

Полный тепловой перепад в направляющем аппарате (коэффициент потерь (= 0,04)):

Тепловой перепад в рабочем колесе:

Степень реактивности на среднем диаметре:

Относительная скорость газа на входе:

Относительная скорость на выходе из рабочего колеса:

Угол входа газа в рабочее колесо:

Угол выхода потока из рабочего колеса:

Скорость адиабатического истечения из ступени в целом:

Характеристическое число:

24. Расчет внешнего сечения ступени выполняется аналогично расчету среднего сечения:



Таблица 6. Характеристика последней ступени турбины в трех различных сечениях

Обозначение	Размерность	Диаметр сечения мм
		у корня 1760,3	средний 2223,8	внешний 2687,3
	м/сек	294,8	372,4	421,2
	м/сек	589,6	466,7	412,6
	м/сек	591,5	469,1	415,4
	кДж/кг	182,2	123,9	89,8
	кДж/кг	25,2	67,1	101,1
	кДж/кг	191	191	191
		0,132	0,351	0,529
	м!сек	298,6	136,1	48,2
	град	9,15	20,3	79,4
	м/сек	291,2	285,2	313,6
	град	170,6	170,5	171,3
	град	4,6	5,5	6,5
		0,5	0,58	0,68

25. На основании нолученных данных (табл. 4) строится график изменения параметров по высоте лопатки (рис. 3) и треугольники скоростей (рис.4).

26. Как было отмечено выше (V₁, а), в расчетах в объеме курсового проекта принимают проточную часть турбины выполненной из однотипных лопаток, поэтому результатами расчета последней ступени можно воспользоваться для определения размеров других ступеней.

27. Расчеты всех первых ступеней (кроме последней ступени) могут быть осуществлены по методике, принятой при расчете последней ступени.

В соответствии с принятыми предпосылками, характеристики промежуточных ступеней принимаются по закону линейного интерполирования по граничным опорным точкам, то есть по характеристикам первой и последней ступени при условии d'=const= 1,52 м.

28. Первая ступень характеризуется следующим» параметрами рабочего тела за рабочим колесом (определяем по диаграмме рис. 2.) Для полного перепада теплоты этой ступени Н= 96,44 кДж/кг, Р₂ = 0,292 МПа, v₂ = 1,182 м³/кг, Т₂ = 1191 °К.

Ометаемая лопатками площадь первой ступени:

Индексом z здесь обозначены параметры рабочего колеса последней ступени турбины.

Внешний диаметр рабочего колеса первой ступени:

Средний диаметр рабочего колеса первой ступени:

.

Высота рабочей лопатки первой ступени:

По диаграмме параметров ступени (рис. 3) для среднего диаметра d_cp= 2223,8 м находим:

Получив значение степени реактивности, вычислим перепад теплоты в рабочем колесе первой ступени:

На диаграмме состояния от перпендикуляра, соответствующего параметрам газа за первой ступенью, отложим влево тепловой перепад h₂= 25 кДж/кг и восстановим перпендикуляр, который при пересечении с линиями на диаграмме состояния укажет параметры газа в осевом зазоре между рабочим колесом и направляющим аппаратом первой ступени: Р₁= 0,314 МПа; v₁= 1,095 м³/кг; T₁= 1208 °К.

Площадь кольца, образованная направляющим аппаратом первой ступени:



Индексом z обозначены параметры последнего рабочего колеса.

Внешний диаметр направляющего аппарата:

Средний диаметр направляющего аппарата:

Высота лопатки направляющего аппарата:

Условная скорость:

Окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса первой ступени d= 1,971 м

Отношение

29. Размеры и параметры второй ступени определяются в такой последовательности:

длина рабочей лопатки второй ступени:

внешний диаметр рабочего колеса:

средний диаметр рабочего колеса:

окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса -- d= 1,898 м

отношение

Аналогичные вычисления производятся для получения размеров направляющих аппаратов второй ступени:

Высота направляющей лопатки второй ступени:

Внешний диаметр направляющего аппарата:

Средний диаметр направляющего аппарата:

По значению среднего диаметра второй ступени ( 2 м) из диаграммы рис.3 определяются величины:

Получив значение степени реактивности, вычислим перепад в рабочем колесе второй ступени:

Тепловые перепады в рабочем колесе и в направляющем аппарате второй ступени откладываются на диаграмме параметров состояния, после чего определяются параметры рабочего тела за второй ступенью: Р₂= 0,212 МПа, v₂= 1,53 м³/кг, Т₂= 1128 ^оК

и параметры в зазоре между направляющим аппаратом и рабочим колесом второй ступени: Р₁= 0,235 МПа, v₁= 1,395 м³/кг, Т₁= 1148 ^оК.

30. Размеры и параметры третьей ступени определяются в такой последовательности:

длина рабочей лопатки второй ступени:



внешний диаметр рабочего колеса:

средний диаметр рабочего колеса:

окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса -- d= 2,119 м

отношение

Высота направляющей лопатки третьей ступени:

Внешний диаметр направляющего аппарата:

Размещено на Allbest.ru

...