Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение
Высшего профессионального образования
«Санкт-Петербургский государственный технологический
Университет растительных полимеров»
Кафедра: «Теплосиловые установки и тепловые двигатели»
Дисциплина: «Тепловые двигатели и нагнетатели»
Курсовая работа
Тема: «Расчет многоступенчатой противодавленческой паровой турбины
с регулирующей двухвенечной ступенью скорости»
Вариант № 4
Выполнил: студент Исаков Д. О., учебная группа 442
Проверил: доцент Коновалов П. Н.
Санкт-Петербург
2012 г.
Введение
В настоящее время и в ближайшей перспективе большая часть электроэнергии будет вырабатываться тепловыми (ТЭС) и атомными (АЭС) электростанциями, основным из которых, преобразующими тепловую энергию в электрическую, является паровая турбина, связанная с электрическим генератором.
Паровые турбины, как наиболее экономичные тепловые двигатели, широко применяются как в большой энергетике, так и в энергетике многих отраслей промышленности.
Современная мощная энергетическая турбина-это сложнейшая машина, состоящая из десятков тысяч деталей. Многие из них работают в очень сложных условиях, подвергаясь воздействию разных, в том числе динамических, неустановившихся сил
Турбина вместе с электрогенератором - турбоагрегат-это только часть турбоустановки, включающей много различных аппаратов и машин. Сама же турбоустановка тесно связана с паропроизводящей частью электростанции – с котлом, парогенератором, ядерным реактором. Все эти аппараты и машины взаимозависимы.
|
Только правильная эксплуатация паровой турбины, всей турбоустановки, которая включает пуск, и нормальное обслуживание, и остановку, позволяет электростанции бесперебойно, согласно графику и указаниям диспетчерской службы энергосистемы вырабатывать электрическую и тепловую энергию, делать это надёжно для всех элементов электростанции и с наименьшим расходом топлива.
При выполнении курсового проекта преследуются следующие цели:
1) закрепление и углубление знаний, полученных при изучении теоретического курса;
2) приобретение навыков практического применения теоретических знаний при выполнении конкретной инженерной задачи - разработке эскизного проекта многоступенчатой паровой турбины;
3) привитие инженерных навыков при пользовании справочной литературы, атласами профилей решёток турбин, заводскими расчётами и чертежами;
4) использование вычислительной техники в практической работе.
Исходные данные:
1. Номинальная электрическая мощность: Nэн = 27 МВт.
2. Давление пара перед турбиной: P0 = 4,25 МПа.
3. Температура пара перед турбиной: t0 = 450 ˚C.
4. Давление пара за турбиной: Pк = 1,25 МПа.
5. Скорость потока пара перед соплами регулирующей ступени: C0 = 39 м/с.
6. Частота вращения вала: n = 3000 мин-1.
Предварительный расчет теплового процесса турбины:
1. Определяем располагаемый теплоперепад без учета потерь давления в стопорном и регулирующем клапанах, для чего строим адиабатный процесс расширения в h-s диаграмме и определяем конечные и начальные значения энтальпий:
Ho=io-iкt=3327,5-2985,6=341,9 кДж/кг.
|
2. Потери давления в стопорном и регулирующем клапанах принимаем: ΔРк=0,04Ро=0,17 МПа.
3. Давление пара перед сопловыми решетками регулирующей ступени:
МПа,
°С.
4. Потери давления в выхлопном патрубке:
;
где Сп – скорость пара за выходным патрубком;
λ – опытный коэффициент.
5. Давление пара за последней ступенью:
МПа.
6. Потери энергии в стопорном и регулирующем клапанах:
7. Потери энергии в выходном патрубке:
8. Располагаемый теплоперепад на проточную часть:
9. Располагаемый теплоперепад по заторможенным параметрам:
или
где -располагаемый теплоперепад по заторможенным параметрам в регулирующей ступени;
-располагаемый теплоперепад в нерегулируемой ступени.
10. Относительный внутренний КПД:
;
где ηое-относительный эффективный КПД;
ηм-механический КПД.
11. Использованный (внутренний) теплоперепад:
.
12. Относительный внутренний КПД проточной части турбины:
.
13. Откладываем величину Нi от точки на изоэнтропе
, и при энтальпии на пересечении с изобарами Рк и Рz, получаем точки Aк и Az, характеризующие состояние пара за выходным патрубком и за последней ступенью;
iz=io-Hi=3327,5-276,25=3051,25 кДж/кг; υz=0,19929 м3/кг.
14. Секундный расход пара:
;
где ηг – КПД генератора.
15. Предварительный тепловой процесс турбины:
Расчет регулирующей ступени:
1. Примем hонс=50 кДж/кг, тогда:
.
2. Фиктивная скорость в регулирующей ступени:
м/с.
3. Оптимальное отношение скоростей в регулирующей ступени:
где m=2,число венцов регулирующей ступени;
α1 – угол выхода потока пара из сопловой решетки, предварительно принимаем 15°; φ=0,95 - коэффициент скорости, зависит от скорости и характеристик сопла, принимаем; ρ = 0,1- степень реактивности ступени, принимаем;
|
4. Окружная скорость:
м/с.
5. Средний диаметр регулирующей ступени:
м.
6. Фиктивная скорость в нерегулируемой ступени:
м/с.
7. Оптимальное отношение скоростей в нерегулируемой ступени:
где α1 – угол выхода потока пара из сопловой решетки, принимаем 18°;
φ=0,94 - коэффициент скорости, принимаем;
ρ = 0,07 - степень реактивности ступени, принимаем;
.
8. Окружная скорость на среднем диаметре в нерегулируемой ступени:
м/с.
9. Средний диаметр нерегулируемой ступени:
м.
10. Степень реактивности регулирующей ступени состоит:
где степень реактивности первой рабочей решетки;
степень реактивности направляющей решетки;
степень реактивности второй рабочей решетки.
11. Располагаемый теплоперепад в сопловой решетке:
кДж/кг.
12. Располагаемый теплоперепад в первой рабочей решетке:
кДж/кг.
13. Располагаемый теплоперепад в направляющей решетке:
кДж/кг.
14. Располагаемый теплоперепад во второй рабочей решетке:
кДж/кг.
15. Энтальпия пара по заторможенным параметрам на входе в сопловый аппарат:
кДж/кг.
16. Параметры заторможенного потока из i-s диаграммы:
.
17. Откладываем на изоэнтропе теплоперепады:
;
;
;
(рис.2) и определяем давления:
–за сопловой решеткой: Р1=2,153 МПа, υ1t=0,12747 м3/кг,
при h1t = h0*- = 3328,1– 202,2 = 3125,9 кДж/кг;
–за первой рабочей решеткой: Р2=2,117 МПа,
при h = h0*- - hо1р´ = 3328,1– 202,2 – 4,49 =3121,41 кДж/кг;
–за направляющей решеткой: ,
при h = h0*- - hо1р´ - hнр´ = 3328,1– 202,2 – 4,49 – 6,74=3114,67 кДж/кг;
–за второй рабочей решеткой: ,
при h = h0*- - hо1р´ - hнр´ - hо2р´ = 3328,1– 202,2 – 4,49 – 6,74 -11,2=
=3103,47 кДж/кг.
18. Отношение давлений в сопловой решетке:
<εкр=0,546, следовательно за сопловой решеткой сверхзвуковой поток и α1>α1э.
19. Теоретические скорости потока пара и звука на выходе из сопловой решетки:
;
.
20. Число Маха за сопловой решеткой:
.
21. Утечки пара через переднее концевое уплотнение:
где μy=0,8 - коэффициент расхода, зависящий от толщины и конструкции гребня уплотнения и величины радиального зазора;
ky=1,83 -коэффициент учитывается для уплотнения с гладким валом, зависит от отношения δу/s;
δу/s=0,05 - принимаем;
δу=0,3мм - радиальный зазор;
s – расстояние между гребнями;
dу=0,3·dрс=0,3·1,033=0,3099 м - диаметр вала на участке уплотнения;
Fу=π·dу·δу=3,14·0,3099·0,0003=0,000292 м2 - кольцевая площадь радиального зазора;
ε =Р2у/Р1у – отношение давлений пара за и перед уплотнением;
Р1у =Р1=2,153 МПа, Р2у=0,1 МПа (атмосферному);
υ1у = υ1t=0,12747 м3/кг;
z=50, число гребней уплотнения, принимаем;
.
22. Утечки пара через заднее концевое уплотнение:
где ky=1,8 - коэффициент учитывается для уплотнения с гладким валом, зависит от отношения δу/s;
δу/s=0,05 (принимаем);
ε=Р2у/Р1у – отношение давлений пара за и перед уплотнением;
Р1у =Рz=1,293 МПа, Р2у=0,1 МПа (атмосферному);
υ1 у = υz=0,19929 м3/кг;
z=32 - число гребней уплотнения, принимаем;
При заданных геометрических соотношениях длины проточных частей
уплотнений будут равны: переднего ;
заднего
23. Количество пара проходящего через сопло с учетом утечки пара через переднее концевое уплотнение:
=102,83+0,248=103,08 кг/с.
24. Выходная площадь сопловой решетки:
,м2;
где μ1=0,974 – коэффициент расхода, принимаем;
-постоянная величина, для перегретого пара равна 0,667при к=1,3;
25. Находим произведение:
см.
26.Оптимальная степень парциальности:
.
27. Длина сопловой лопатки:
.
28. С учетом ранее принятого α1э=15° и полученного числа выбираем из таблиц типовых сопловых лопаток С-90-15Б со следующими характеристиками: относительный шаг решетки
=0,78; хорда табличного значения bт=5,2 см; В=4,0 см; радиус закругления выходной кромки r2=0,03см; f=3,21см2; Wмин=0,413см3; хорда bс=5см; Iмин=0,326см4; угол установки αу=36°; к1=bс/bт=0,962; толщина выходной кромки δ1кр=2·r2·к1=0,6мм.
29. Число каналов (лопаток) сопловой решетки:
принимаем
=45.
30. Пересчитываем хорду:
.
31. Относительная толщина выходной кромки:
.
32. Относительная длина лопатки:
; по отношению
=1,006 в соответствии с графиком зависимости μ1=f(bс/l1), коэффициент μ1=0,978.
уточняем выходную площадь сопловой решётки:
;
уточняем произведение:
м = 2,59 см;
уточняем оптимальную степень парциальности:
уточняем длину сопловой лопатки:
33. Критическое давление:
.
34. Откладываем Ркр на теоретическом процессе (рис.2) и находим параметры пара: iкрt=3135,6 кДж/кг; υкрt=0,12403 м3/кг.
35. Критическая скорость:
.
36. Поскольку решетка выбрана суживающаяся то при сверхзвуковом обтекании ее необходимо найти угол отклонения потока в косом срезе:
;
=15,13°;
= 0,13°.
37. Уточняем (по рис.12) коэффициент скорости: φ=0,968.
38. Число Рейнольдса:
где =22,5·10-6кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13
по Р1=2,153 МПа, t1t=346,2°C, υ1t=0,12747 м3/кг);
. В связи с тем, что
,режимы работы решётки находятся в области автомодельности, в которой профильные потери и, следовательно, КПД решётки практически не изменяются.
39. Коэффициент потерь энергии:
.
40. Абсолютная скорость выхода пара из сопловой решетки:
.
41. Относительная скорость на входе в первую рабочую решетку: ,где
=U/C1=162,2/615,5=0,2635 – отношение скоростей.
42. Угол входа потока пара в первую рабочую решетку:
;
.
43. Потеря энергии в сопловой решетке
Δhc = ξc* = 0,063*202,2 = 12,7 кДж/кг.
Параметры пара перед первой рабочей решеткой
h1 = h1t + Δhc = 3125,9+12,7= 3138,6 кДж/кг,
p1 =2,153 МПа,
υ1 = 0,12881 м3/кг,
t1 = 351,9 0С.
Расчет первой рабочей решетки.
44. Теоретическая относительная скорость на выходе из первой рабочей решетки и число Маха:
;
где υ2t=0,1305 м3/кг (h2t=3133,9 кДж/кг, t2t=349,4 °C)по h-s диаграмме точка 2t (рис.2).
45. Выходная площадь первой рабочей решетки:
;
где μ2=0,95 – принятый коэффициент расхода.
46. Выбираем величину перекрыши:
Δlp=Δlп+Δlв=l2–l1=4мм;
где Δlв=2мм – перекрыша у втулки;
Δlп=2мм – перекрыша на периферии.
47. Считая, что рабочая лопатка первого венца выполняется постоянной по входной и выходной кромкам, получаем: l2=l1+Δlp=48,8+4=52,8 мм.
48. Эффективный угол выхода из первой рабочей решетки:
;
=19,33°.
49. По числу Маха и выбираем первую рабочую решетку с профилем Р-30-21А и размерами: относительный шаг решетки
=0,6; хорда табличного значения bт=2,56см; Вт=2,5см; радиус закругления выходной кромки r2=0,02см; f=1,85см2; Wмин=0,234см3; хорда bр=60мм; Iмин=0,205см4; угол установки αу=80°; толщина выходной кромки δкр=0,94 мм.
50. Число рабочих лопаток первого венца:
.
51. Относительная толщина выходной кромки профиля:
.
52. Угол поворота потока:
Δβр=180°-(β1+β2э)=180°-(19,59°+19,33°)=141,08°.
53. По отношению bp/l2=1,14 и Δβр по рис.9 находим коэффициент расхода μ2=0,94, и уточняем
выходную площадь первой рабочей решетки:
;
эффективный угол выхода из первой рабочей решетки:
;
=19,51°.
54. По рис.12 определяем усредненный коэффициент скорости рабочей решетки ψр=0,935.
55. Коэффициент потерь энергии:
.
56. Число Рейнольдса:
где =22,6·10-6кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по Р2=2,117 МПа, t2t=349,4°C);
Поправка на него не вносится.
57. Действительная относительная скорость выхода пара из рабочей решетки первого венца:
.
58. Окружные и осевые усилия действующие на лопатки первого венца:
где .
59. Равнодействующая от окружного и осевого усилий:
.
60. При постоянном профиле по длине лопатки изгибающее напряжение будет равно:
.
61. Потери энергии в первой рабочей решетке:
.
62. Состояние пара за первым рабочим венцом ступени.
h2 = h2t + Δhр = 3121,41+ 13,89= 3135,3 кДж/кг,
р2 = 2,117 МПа,
υ2 = 0,13065 м3/кг,
t2 = 350,1 0C.
63. Абсолютная скорость пара за первой рабочей решеткой:
.
64. Угол характеризующий направление С2:
;
=30,22°.
Поворотная решетка
65. Теоретическая скорость выхода пара из поворотной решетки:
.
66. Число Маха:
,
где υ1t’=0,1316 м3/кг (h1t’=3114,67 кДж/кг, t1t’=340,4 °C)по h-s диаграмме точка
1t ‘(рис.2).
67. Выходная площадь поворотной решетки:
где μ1’=0,94 –принятый коэффициент расхода.
68. Принимаем перекрышу для поворотной лопатки: Δlп=4мм.
69. Длина поворотной лопатки: .
70. Эффективный угол поворотной решетки:
;
=27,98°.
71. Выбираем для поворотной решетки профиль по числу Маха и выбираем первую рабочую решетку с профилем Р-46-29А и размерами: относительный шаг решетки
=0,5; хорда табличного значения bm=25,6мм; Вп=2,5см; радиус закругления выходной кромки r2=0,015см; f=1,62см2; Wмин=0,112см3; хорда bп=60мм; Iмин=0,071см4; угол установки αу=78°; толщина выходной кромки δ1кр=0,702мм и отношением
0,947.
Число рабочих лопаток поворотной решётки:
.
72. Относительная толщина выходной кромки профиля поворотной лопатки:
.
73. Угол поворота потока в поворотной решетке:
Δαп=180°-(α2+α'1э)=180°-(30,22°+27,98°)=121,8°.
74. По отношению и Δαп по рис.9 находим коэффициент расхода μ'1=0,952 и уточняем
выходную площадь поворотной решетки:
;
эффективный угол поворотной решетки:
;
=27,65°.
75. По рис.12 определяем усредненный коэффициент скорости поворотной решетки ψп=0,945.
76. Коэффициент потерь энергии в поворотной решетке:
.
77. Число Рейнольдса:
.
78. Потери энергии в поворотной решетке:
.
79. Состояние пара за поворотной решеткой
h1´ = h1t´ + Δhп = 3114,67+ 5,26 = 3119,93 кДж/кг,
р1´ = 2,066 МПа,
υ´1 = 0,13218 м3/кг,
t'1=342,7°C.
80. Действительная скорость выхода пара из поворотной решетки:
0,945·313,8=296,5 м/с.
81. Относительная скорость пара на входе во вторую рабочую решетку: ,где
=U/C'1=162,2/296,5=0,547 – отношение скоростей;
и ее направление: ,
Вторая рабочая решетка
82. Теоретическая относительная скорость на выходе из второй рабочей решетки и число Маха:
;
,
где υ'2t=0,13649 м3/кг (h'2t=3108,6 кДж/кг)по h-s диаграмме точка 2't (рис.2).
83. Выходная площадь второй рабочей решетки:
;
где μ'2=0,95 – принятый коэффициент расхода.
84. Выбираем величину перекрыши:
Δl'p=l'2–lп=4,3мм.
85. Считая, что рабочая лопатка второго венца выполняется постоянной по входной и выходной кромкам, получаем: l'2=lп+Δl'p=56,8+4,3=61,1 мм.
86. Эффективный угол выхода из второй рабочей решетки:
;
=37,44°.
87. По числу Маха и выбираем вторую рабочую решетку с профилем Р-60-38А и размерами: относительный шаг решетки
=0,45; хорда табличного значения bт'=2,61см; Вр'=2,5см; радиус закругления выходной кромки r2=0,02см; f=0,76см2; W'мин=0,035 см3; хорда bр'=85мм; Iмин=0,018см4; угол установки αу=75°; толщина выходной кромки δ'2кр=1,3мм и отношением
.
Число рабочих лопаток второго венца:
.
88. Относительная толщина выходной кромки профиля поворотной лопатки:
.
89. Угол поворота потока:
Δβ'2р=180°-(β'1+β'2э)=180°-(53,85°+37,44°)=88,71°.
90. По отношению b'p/l'2=1,39 и Δβ'2р по рис.9 находим коэффициент расхода μ'2=0,955 и уточняем
выходную площадь второй рабочей решетки:
;
эффективный угол выхода из второй рабочей решетки:
;
=37,52°.
91. По рис.12 принимаем усредненный коэффициент скорости второй рабочей решетки ψ'р=0,962.
92. Коэффициент потерь энергии:
.
93. Число Рейнольдса:
где =20·10-6кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по Р'2=1,982 МПа, t'2t=334,5°C);
.
94. Потери энергии во второй рабочей решетке:
.
95. Параметры пара за регулирующей ступенью
h´2 = h2t´ + Δhр´= 3103,47+1,97= 3105,44 кДж/кг;
p2 ´= 1,982 МПа;
υ2´= 0,13612 м3/кг;
t2´=335,4 °C.
96. Действительная относительная скорость выхода пара из рабочей решетки второго венца:
.
97. Окружные и осевые усилия действующие на лопатки первого венца:
где .
98. Равнодействующая от окружного и осевого усилий:
.
99. При постоянном профиле по длине лопатки изгибающее напряжение будет равно:
.
100. Абсолютная скорость пара за первой рабочей решеткой:
101. Угол характеризующий направление С'2:
102. Потери энергии с выходной скоростью:
.
103. Относительный лопаточный КПД выраженный через потери:
.
104. Относительный лопаточный КПД выраженный через скорости:
Проверка:
105. Проточная часть рассчитанной регулирующей ступени:
106. Ширина профиля лопатки:
- сопловой:
- первой рабочей:
- поворотной:
- второй рабочей:
где Вт – ширина табличного профиля.
107. Осевой зазор между направляющими лопатками и рабочими лопатками принимаем равным δа=4мм.
108. Радиальный зазор при средней длине лопаток:
где =(l1+l2+lп+l'2)/4=(48,8+52,8+56,8+61,1)/4=54,875 мм.
109. Относительные потери на трение пара в дисках:
а) о торцевые поверхности:
где d – средний диаметр ступени;
F1 – выходная площадь сопловой решетки;
Ктр.д=f(Re,S/r) – коэффициент трения;
S/r=0,05, принимаем; Ктр.д=0,5·10-3
.
б) на трение свободных цилиндрических и конических поверхностей на ободе диска:
;
где =10-3, принимаем;
=а+в+с=0,022+0,0666+0,022=0,1106 м.
в=2·δа+Вп=2·4+58,6=66,6мм;
.
в) о поверхности лопаточного бандажа:
где =2·10-3, принимаем;
=d+e=0,0586+0,0814=0,14 м;
dб=d+lcp=1,033+0,05695=1,08995 м;
lср=(l2+l'2)/2=0,05695 м
;
общие потери на трение:
.
110. Потери от парциального подвода пара, складываются из потерь:
- на вентиляцию:
где Кв=0,065 – коэффициент, зависящий от геометрии ступени;
екож=0,5 – доля окружности, занимаемая кожухом и устанавливаемого на нерабочей дуге диска для уменьшения вентиляционных потерь при парциальном подводе пара;
z=2 – число венцов ступени скорости;
- потери на концах дуг сопловых сегментов (потери на выколачивание)
где Ксегм=0,25 – опытный коэффициент;
i=2 – число пар концов сопловых сегментов;
Общие:
.
111. Относительный внутренний КПД регулирующей ступени выраженный через потери:
ηoi=ηол – (ζтр+ζпарц)=0,8086 – (0,619+30,214)*10-3=0,7777.
112. Потери энергии на трение диска:
.
113. Потери энергии от парциального впуска пара:
.
114. Откладываем потери Δhв.с, Δhтр.д, Δhпарц от точки 2' и получаем точку 2'' с параметрами:
i2''=i2'+Δhв.с+Δhтр+Δhпарц=3105,44+9,17+0,139+6,79=3121,54 кДж/кг
t''2=342,6°С, υ''2=0,13799 м3/кг.
115. Использованный теплоперепад:
.
116. Внутренняя мощность ступени:
Ni=Go·hi=103,08·206,56=20982 кВт.
117. Относительный внутренний КПД выраженный через теплоперепады:
.
Проверка:
Расчет первой нерегулируемой ступени:
1. Располагаемый теплоперепад на нерегулируемые ступени между изобарами Р'2=1,982 МПа и Рz=1,293 МПа по изоэнтропе 2'' – zt(рис.3):
Ho''=i2''-izt=3121,54-2993,8=127,74 кДж/кг.
2. Принимаем теплоперепад первой регулирующей ступени ho1нс=50 кДж/кг.
3. Фиктивная скорость в ступени:
м/с.
4. Оптимальное отношение скоростей в нерегулируемой ступени:
.
5. Окружная скорость на среднем диаметре в нерегулируемой ступени:
м/с.
6. Средний диаметр не регулируемой ступени:
м.
7. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки:
.
8. Располагаемый теплоперепад сопловой решетки:
hоc=(1 – ρ)hо1нс=(1 – 0,07)·50=46,5 кДж/кг.
9. Теоретические параметры пара за сопловой решеткой, точка 1t:
i1t=i2''–hос=3121,54–46,5=3075 кДж/кг, Р1=1,666 МПа,υ1t=0,15782 м3/кг, t1t=318,4 °С.
10. Выходная площадь сопловой решетки:
;
где μ1=0,97 – коэффициент расхода, предварительно принимаем.
11. Длина сопловой лопатки:
.
12. Число Маха:
.
13. Оставляя угол α1=13° и принимая αо≈90° выбираем сопловую решетку типоразмера С-90-12А со следующими характеристиками: относительный шаг решетки =0,76; хорда табличного значения bт=6,25см; В=3,4см; радиус закругления выходной кромки r2=0,032см; f=4,09см2; Wмин=0,575см3; хорда профиля bс=49,6мм; Iмин=0,591см4; угол установки αу=34°; толщина выходной кромки δ1кр=0,51мм.
14. Число лопаток:
.
15. Относительная толщина выходной кромки:
.
16. Относительная длина лопатки:
; по отношению
=0,593 в соответствии с графиком зависимости μ1(bс/l1) (рис.9), коэффициент μ1=0,98 уточняем
выходную площадь сопловой решетки:
;
длину сопловой лопатки:
.
17. Число Рейнольдса
где =21,5·10-6кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по
Р1=1,666 МПа, t1t=318,4°C);
.
18. Коэффициент скорости φ=0,97 (рис.12).
19. Коэффициент потерь энергии:
.
20. Абсолютная скорость выхода пара из сопловой решетки:
.
21. Относительная скорость на входе в первую рабочую решетку: ;
где =U/C1=146,7/295,7=0,496 – отношение скоростей.
22. Угол входа потока пара в первую рабочую решетку:
β1 = 25,22 0.
23. Потери энергии в сопловой решетке: