600MW中间再热机组汽轮机设计

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1、涂维峰：600MW中间再热机组汽轮机设计1 引言1.1汽轮机简介汽轮机是以蒸汽为的旋转式热能动力机械，与其他原动机相比，它具有单机功率大、效率、运行平稳和使用寿命长等优点。汽轮机的主要用途是作为发电用的原动机。在使用化石燃料的现代常规火力发电厂、核电站及地热发电站中，都采用汽轮机为动力的汽轮发电机组。汽轮机的排汽或中间抽汽还可用来满足生产和生活上的供热需要。在生产过程中有余能、余热的工厂企业中，还可以应用各种类不同品位的热能得以合理有效地利用。由于汽轮机能设计为变速运行，所以还可用它直接驱动各种从动机械，如泵、风机、高炉风机、压气机和船舶的螺旋桨等。因此，汽轮机在国民经济中起着极其重要的作用。

2、1.2 600MW汽轮机课程设计的意义电力生产量是衡量一个国家经济发展水平的重要标志之一。电力工业为国民经济各个领域和部门提供电能，它的发展直接影响着国民经济的发展速度，因此，必须超前发展。装机容量从1949年占世界第25位，到如今的世界前列。600MW火力发电机组具有容量大、参数高、能耗低、可靠性高、对环境污染小。电力事业发展的宏伟目标，要求汽轮机在容量和效率方面都要上一个新的台阶，在今后的一段时间内，我国火电的主力机组将是600MW1000MW亚临界机组，同时要发展超临界机组。1.3汽轮机课程设计要求：1）汽轮机为基本负荷兼调峰运行；2） 汽轮机型式 ：亚临界、反动、一次中间再热、水凝式.

3、1.4设计原则根据以上设计要求，按给定的设计条件，选取有关参数，确定汽轮机通流部分尺寸，力求获得较高的汽轮机效率。汽轮机总体设计原则为在保证机组安全可靠的前提下，尽可能提高汽轮机的效率，降低能耗，提高机组经济性，即保证安全经济性。承担基本负荷兼调峰的汽轮机，其运行工况稳定，年利用率高。设计中的计算采用电子表格来计算，提高计算的效率和准确性,计算表格和附图统一见附录。2 汽轮机结构型式选择2.1 汽轮机参数、功率、型式的确定2.1.1 汽轮机的初终参数的确定（1）主蒸汽及再热蒸汽压力及温度确定 根据GB/T 754-2007 发电用汽轮机参数系列选取： 主蒸汽压力：16.7MPa 主蒸汽温度：5

4、37对于中间再热机组，再热温度是指蒸汽经中间再热器后汽轮机中压缸阀门前的温度。为充分利用材料潜力，一般都把再热温度取成与新汽温度相等或稍高一些。本例中取中间再热蒸汽额定温度。在的条件下，最有利的中间再热压力约是新汽压力的16% 26%，本课程设计取19.2%。再热压力损失为再热前压力的（812）%,本设计取10中间再热蒸汽额定压力再热压力损失低温再热器管道及再热器管道阻力损失p=0.101MPa故：再热蒸汽温度：537 再热蒸汽压力：3.21MPa （2）汽轮机排气参数 高压缸排气的冷再热汽要流经冷再管道、再热器及热再管道，本设计再热汽从高压缸排除后到中压缸前的压力损失为。故高压缸排汽压力为：

5、 高压缸 排气压力： 排气温度： 中压缸 排气压力： 排气温度： 注：以上参数主要参考其他同类型机组亚临界600MW发电汽轮机参数。 低压缸 排气压力：6kpa 由课程设计任务书规定。 排气干度x=0.9 排气温度：36.17 （排气温度为在该排气压力下水蒸气的饱和温度，由水蒸汽热力性质表查取）2.1.2 汽轮机设计功率的确定 汽轮机的额定功率也称铭牌功率，即为汽轮机的夏季工况功率。 （1）铭牌功率（夏季工况功率） （2）最大连续功率 （3）调门全开功率 （4）经济功率（考核功率） 由于本课程设计中的汽轮机是高参数、大容量适用于担负基本负荷的机组，故汽轮机经常在额定功率和接近额定功率下运行，因

6、此，可选择确定汽轮机额定功率与汽轮机的经济功率相等，即：P2.1.3汽轮机型式确定本课程设计所设计的汽轮机型式为：亚临界、一次中间再热、三缸四排汽、反动式水冷凝汽式全速机。2.2汽轮机转速及调节方式确定2.2.1 汽轮机转速确定我国电网调波为50Hz，发电机最高转速为3000rpm，所以汽轮机转速设计为：3000rpm。2.2.2 调节方式选择 汽轮机的基本调节方式有两种，一种是所有进入汽轮机的蒸汽都经过一个节流阀或几个同时开启的节流阀来控制，这种称为节流配汽调节。另一种是进入汽轮机的蒸汽经过几个依次启闭的阀门来控制，称为喷嘴配汽调节。 节流调节在额定负荷时由于阀门全开节流损失小，所以效率较高

7、。但在部分负荷时因全部蒸气都要节流，所以效率较低，故它适用于带基本负荷的大功率机组及反动式汽轮机。喷嘴调节在调节时，部分进汽度要发生变化 ，所以不适用于反动式汽轮机（因反动式汽轮机第一级的动叶前后差压很大，部分进汽时会产生很大的漏汽损失），由于喷嘴调节在部分负荷时被节流的只是少部分蒸汽，汽轮机的效率变化比较平衡，但其调节机构比节流调节复杂，故适用于带变动负荷的机组。 本机组基本负荷兼调峰运行，故采用喷嘴调节与节流调节联合方式。综上所述，该汽轮机机组热力设计基本参数的选取如表1所示：汽轮机机组热力设计基本参数的选取表1项目选取参数机组型号N60016.7/537/537机组型式亚临界一次中间再热

8、反动式凝汽汽轮机新汽压力16.7MPa新汽温度537排汽压力0.006MPa额定功率600MW额定转速3000rpm再热压力3.21MPa再热压力损失0.422 MPa再热温度5373 热力系统及热力过程线拟定3.1 热力系统拟定3.1.1高低压加热器个数确定给水回热的经济性主要取决于给水的最终温度和回热级数，给水温度越高、回热级数越多，循环热效率也越高。当加热级数一定时，给水温度有一最佳值，加热级数越多，最佳给水温度越高。当给水温度一定时，随着回热级数Z的增加，附加冷源热损失将减小，汽轮机内效率相应增高。以做功能力法分析，有限级数的回热加热，在回热加热器中必引起有温差的换热，从而产生回热过程

9、的及相应的附加冷源热损失。但随着级数Z的增加，减小，不利于影响减弱。工程上级数Z增加，汽轮机抽汽口与回热加热器增加会使投资增加，从技术经济角度考虑经济性提高与投资增加间的合理性，本设计选取：回热系统有8级非调整抽汽，分别供给3台高压加热器、1 台除氧器和4台低压加热器。其中第7、8号低压加热器为单壳体组合式加热器，布置在凝汽器喉部，各加热器的疏水逐级自流，不设疏水泵。最后一级高压加热器疏水至除氧器最后一级低压加热器疏水进入凝汽器。采用双背压凝汽器以提高机组经济性。机组回热抽汽和疏水系统如图1所示：图1 回热抽汽和疏水系统3.1.2关键点参数的确定（1）凝汽器出口压力和温度较大容量汽轮机的排汽管

10、都设计为具有一定的扩压能力，使排汽的余速动能最大限度地转化为压力能，用以补偿蒸汽在其中的压力损失。良好情况下，可使排汽压力与凝汽器出口压力接近相等。由于本机组为600MW机组，蒸汽流量大，所以本机组的排汽设计为四排汽。凝汽器设计为双壳体，双背压、单流程，可在机组最大出力工况下长期进行。参照同类机组，凝汽器出口压力=0.006MPa。由凝汽器出口压力查饱和蒸汽热力性质表可得当=0.006MPa时，=36.17。 （2）给水温度的确定给水温度与进入汽轮机的参数和高压加热器的个数有关，由设计任务书的要求，汽轮机进汽压力为16.7MPa，参考同类型机组得：给水温度为273。 （3）除氧器出口工作压力和

11、温度的确定由于本机组设计为中间再热机组，一般采用高压式除氧器，设计工况下，对该汽轮机取为0.7574MPa，由此查饱和水和饱和水蒸汽热力性质表，可求得：tcy=168.2。 （4）高压加热器出口参数确定参照同类机组，取高压加热器出口参数为： 温度 . 焓为。 （5）给水泵出口参数确定参照同类机组，取给水泵出口压力=19.7MPa。3.1.2各加热器温升分布理论计算指出，给水在各加热器之间的焓增按等焓升分配原则，可得到最佳的经济效益。但计算表时，当在10%20%的范围内偏离等焓分配原则时，对循环执效率的影响很小，对具有中间再热的回热系统，为减小再热使抽汽焓值升高的影响，应对给水的等焓分配原则做适

12、当的修正，即由再热器冷段供汽的那个加热器的给水焓升约是前一级加热器给水焓升的1.51.8倍，这样不致因再热使蒸汽焓值提高而导致抽汽量下降，其余各级加热器仍按等焓升原则。通过理论计算和参考其他同类型机组，确定加热器各级焓升如表2所示：各加热器各级焓升分配 表2编号GJ3GJ2GJ1CYDJ4DJ3DJ2DJ1入口温度t（）240199171.5135103.583.550.636.6出口温度t（）270240199168.2135103.583.550.6入口焓值h（KJ/kg）1042856736567434350255153出口焓值h（KJ/kg）1165104285675156743435

13、0255焓升（KJ/kg）12318612018413384951023.1.3各抽汽参数的确定（1）对一般的凝汽式汽轮机，其进汽量可按下式估算： （T/h） 式中：m考虑回热抽汽使进汽量增大的系数，它与回热级数、给水温度、功率有关，结合一设计机组的相关参数，取m=1.42；考虑轴封漏汽、门杆漏汽所需的新汽量，一般2%D，这里取为1%D；全机理想焓降（kJ/kg）由于此公式的适用范围较小，且估算误差较大。因此本设计直接参照同类机组，选取机组的蒸汽流量为D0=1950t/h。（2）漏汽量的确定漏汽包括门杆漏汽和轴封漏汽 门杆漏汽估计为总进汽量的2%； 轴封漏汽有两种情况：一种为最后一片轴封孔口处

14、流速未达到临界速度；另一种为出口处以及达到临界速度。可根据相应状态对应的公式计算处漏汽量；总得漏汽量估计为总进汽量得0.4%；抽汽量用抽汽系数i表示,根据回热系统中的抽汽流量可得各个段得抽汽系数各级抽气份额的确定：根据热平衡的计算：由每段抽出来的蒸汽量放出的热量与给水给过加热器所吸收的热量相等列出热平衡方程，可求得各级相应的抽汽量,并参考同类型机组确定以上汽轮机抽汽参数的确定见表3： 汽轮机额定工况抽汽参数 表3加热器类型高压加热器除氧器低压加热器编号GJ3GJ2GJ1CYDJ4DJ3DJ2DJ1抽汽压力MPa5.7433.6321.6250.79640.31500.15500.05300.0

15、280抽汽压损%44.5455655抽汽温度37531343033123315682.566抽出蒸汽的焓h（KJ/kg）3121.43010.633213125.292930.9278326172525抽汽量Kg/h134218156507672757975574295495305460061425蒸汽干度1111110.9870.953抽汽系数0.068830.080260.03450.04090.03810.02540.0280.0315另外：中压缸末级抽汽，除了作为除氧器汽原外，还抽一部分用作给水泵汽轮机汽原，设计工况下抽汽量为：G=73.515t/h。抽汽系数为：0.0377.3.1.

16、4画出热力系统图（附图1）3.2 600MW汽轮机热力过程线拟定3.2.1 各缸进排气参数、压损、内效率确定 （1）高压缸进气参数， 参考同类机组，取蒸汽在主汽阀、调节气阀中的压力损失如下： 则高压缸进口处蒸汽压力为p0=15.865MPa，温度t0=537，比容v0=0.0210,容积流量=1950000*（1-2%）*0.0210=40131.已知高压缸排气压力为=3.632MPa，则压比为15.865/3.633=4.5，调节级为单列级。故可得到高压缸内效率为88%。 （2）中压缸参数 中间再热后中压缸的进口参数为：3.21MPa/537，比容为0.11568，蒸汽流量=1620.27t

17、/h。则进口容积流量=1620.27t/h0.11568=187432.8.故可得到中压缸内效率为92%。 （3）低压缸参数低压缸进口参数为：0.7813MPa/333. 比容为0.39657，蒸汽流量：=1399.725 t/h. 则进口容积流量：0.396571399.725 t/h=555089.各缸进排气参数及拟定的效率： 表4项目高压缸中压缸低压缸进口参数压力p（MPa）15.8653.2100.7813温度t（）537537333比容v(m3/kg)0.0210.115680.39657流量G（t/h）19111620.271399.73焓h(kj/kg)3403.63535.63

18、125.6出口参数压力p（MPa）3.6320.79640.006温度t（）31233336.17比容v(m3/kg)0.071590.387621.3643焓h(kj/kg)3010.633124.472324压比4.54130焓降h（kj/kg）396.14410.31801.6内效率(%)8892893.2.2拟定图 附图2（A3）4 调节级设计4.1 调节级形式及焓降确定4.1.1 调节级形式的确定调节级有单列和双列之分，这取决于经济功率下调节级理想焓降的大小。由于本设计机组属高参数、大容量类，并在是电网中承担基本负荷的汽轮机，要求有尽量好的经济性，这种汽轮机的进汽量或容积流量很大，经

19、由前轴填充的漏汽量通常不超过总进汽量的1%，且前几个压力级的叶片容易设计成具有较大的高度，在这种情况下，采用单列调节级是合理的。国产中间再热机组的调节级均为单列，设计工况下的理想焓降也都不超过100kJ/kg,虽然机组的结构有所复杂，成本有所提高，但由于经济性提高了，它的全面技术经济指标还是比较合理的。4.1.2 调节级焓降的确定目前，国产大功率汽轮机调节级（单列）的理想热降约为：70100 kJ/kg，据此，本设计中采用单列调节级，经济功率下的调节级理想焓降取为：85 kJ/kg。4.2 调节级主要参数的确定.2.1调节级的速比的选取 选取适当的速度比值，以保证调节级的效率。由于调节级都为部

20、分进汽，所以其最佳速度比要比全周进汽的小，一般在额定工况下，单列级=0.40.45或者更小。本设计中取小值，即：=0.40.4.2.2 调节级平均直径的确定调节级的平均直径选取范围为：对于高压及超高压以上机组（整体转子），=9001100mm，这时因为整体转子的能段走私受到限制，目前国内一般不能大于1100mm，对于单列调节级为了使调节级的焓降较大可取直径的上限值。由于一个级的焓降、速比、平均直径三者中只有两个是独立变量，故：平均直径由公式计算： 变换得：且有：.4.2.3调节级反动度的选取调节级为部分进汽，其反动度要比全周进汽的级小。对于单列调节级反动度取为：=0.05。4.2.4 部分进气

21、度的确定由可见，在其他参数不变的条件下，叶高与部分进汽度e成反比。叶高越小，叶高损失越大，但部分进汽损失越小。部分进汽损失又可分为两种:一种为鼓风损失,另一种为斥汽损失。部分进汽度e越小，则鼓风损失和斥汽损失越大，从而部分抵消了由于叶高增大而提高的效率，为了使调节级获得较高的效率，确定调节级的叶高和部分进汽度时须使与之和为最小。于是：令，其中，叶高损失，部分进汽损失，包括两部分即：，鼓风损失，斥汽损失。因此有： （*） （*）其中： 试验系数，对于单列级=9.9； 与级的类型有关的系数，对单列级=0.1； 喷嘴组数，取为4；与级的类型有关的系数，取=0.012； 为有护套的弧段长度占整个圆周长

22、度的百分数，由于实际情况很少装有护套，故取=0。将（*）代入（*）,即将（*）式化为纯e的函数，求一阶导数，并令其一阶导数等于零，可求得函数的最小值，即为最佳部分进汽度，从而得。由以上分析计算可得0.8。4.2.5汽流出口角和的确定喷嘴和动叶的汽流出口角和的大小对级的通流能力、作功能力及级效率都有直接影响。当调节级采用单列级时，其工作马赫数大多在亚音速范围内，一般选用亚音速叶栅。单列级即使汽流出口速度为超音速，但由于超音速叶栅的变工况特性较差，加工复杂，且亚音速叶栅可利用斜切部分膨胀得到超音速汽流。综全考虑各种因素，本设计中选用亚音速喷嘴叶栅，其型号为：TC-1A，有关参数为相对节距为0.74

23、0.90，进汽角=70100，出汽角=1014；动叶栅选用型号TP-1A，有关参数为：进汽角=1833，出口角=1619，相对节距=0.600.70。具体上，本设计选取喷嘴汽流出汽角，动叶汽流出汽角。综合以上计算和参考国产同类机组调节级主要参数，对该设计单列调节级数据汇总如下：调节级主要数据参数表表5喷嘴高度（mm）48动叶高度（mm）50Sin0.2079 1取为12Sin20.3197 2 取为18.6面积比1600喷嘴叶型TC-1A动叶叶型TP-1A理想热降(kj/kg)85平均直径(mm)1050速比0.4部分进气度0.95反动度0.054.3调节级详细计算4.3.1喷嘴部分的计算(1

24、)调节级进口参数及调节级的滞止理想比焓降调节级进口参数即为高压缸进口参数，由于进入调节级的汽流速度很小，可以近似认为滞止参数与进口参数相等。即,.查水蒸汽h-s图得，由前面选取其理想比焓降为。（）调节级进汽量，取进入高压缸前各种阀门及连接处漏汽量。故进入调节级的汽量为（）平均反动度的确定的确定由前面可知。（）喷嘴的滞止理想比焓降（）喷嘴出口汽流速度与（）喷嘴出口等比熵出口参数、由和求出喷嘴出口理想比焓值：该过程为等熵膨胀过程，由、查水蒸汽h-s图得出口比容、出口压力。（）喷嘴压比由此可知，喷嘴中为亚音速汽流，采用渐缩喷嘴，选喷嘴型号为TC-1A、。（）隔板漏汽量假设汽封齿的平均直径、汽封间隙。

25、故汽封间隙面积为则式中汽封流量系数取隔板汽封片数，取(9)喷嘴出出口面积喷嘴进汽量因为喷嘴中是亚音速流动,故选用下式计算其中喷嘴流量系数，取。（10）速比由前面选取得（11）级的假想速度(12) 级的圆周速度(13) 级的平均直径(14) 喷嘴高度为了设计制造方便，取喷嘴的计算高度为整数值，这里取。(15) 喷嘴损失(16) 喷嘴出口比焓值由、查得(17) 求动叶进口汽流相对速度和进汽角4.3.2 动叶部分计算(1) 动叶出口相对速度和动叶叶速度系数，由与与的关系曲线查得。（2）动叶等比熵出口参数与由，查得（3）动叶出口面积式中，动叶流量系数，查图1.2.6得动叶进口流量，未考虑叶顶漏汽量，即

26、取（）动叶高度由、可知，进出口比容相差不大，故可取，根据喷嘴高度有其中叶顶盖度，查表1.6.3得叶根盖度，查表1.6.3得（）动叶汽流出口角式中，因此根据动静叶的式作条件和配对要求，动叶型号选用TP-1A型。（）作动叶出口速度三角形由、确定速度三角形，(7)动叶损失（）余速损失（）作出调节级动叶的进出口速度三角形4.3.3 级内损失的计算在调节级中，蒸汽处于过热蒸汽区，故没有湿汽损失。存在下列损失：叶高损失、扇形损失、叶轮摩擦损失和漏汽损失。（）叶高损失轮周有效比焓降故式中取系数时，已经包括扇形损失，故不需另外计算。（）叶轮摩擦损失经验系数，取。（）漏汽损失取叶顶轴向间隙由查图1.5.7得取得

27、，查图.5.8得。由、查图1.5.9得由所以叶顶漏汽损失隔板漏汽损失（）部分进汽损失鼓风损失式中，装有护罩的胡弧段长度与整个圆周长度之比，一般不使用护罩，故。与级数有关的系数，对单列级。斥汽损失式中，喷嘴组数，取，与级有关的系数，单列级故有调节后一般没有抽汽，取余速利用系数为故所以（5）级内各项损失之和4.3.4级效率与内功率的计算（1）级的有效比焓降（）级效率（）级的内功率4.3.4调节级热力参数明细表 （见附表一）5 非调节级计算5.1全机关键参数的拟定5.1.1 全机的第一非调节级平均直径的确定通流部分各级直径的选择还要考虑使整个通流部分平滑变化，以便利用余速，使机组有较高的效率。其中第

28、一非调节级直径的大小对通流部分的成型影响较大，由于调节级是部分进汽，与第一非调节级不同，因此这两级的只不能相等，否则就不能保证第一非调节级进汽均匀，一般这两个直径之差不小于50100mm。由于调节级平均直径已确定，这里选取=960mm。5.1.2 全机末级直径的确定由连续方程，适当变化后，得：2100mm期望取90度，为全机总焓降1608.05KJ/Kg.-余速损失系数。一般在0.015-0.03之间，这里取=0.03-排汽比容，在拟订的热力过程线上求得：= 21.3643-径角比，根据机组容量大小选择，取=2.5-末级蒸汽流量是新蒸汽量扣除各级回热抽汽量总和后的数值，=322.2Kg/s根据

29、相关资料和经验拟订各关键级平均直径：汽轮机各关键级平均直径的拟定 表6级数调节级高第一非调高末级中一中末低一低末直径（mm）1050960109012001460155021005.2高压缸非调节级计算5.2.1高压缸非调节级级数的确定汽轮机非调节级级数的确定，可以采用图解法。要确定非调节级通流部分平均直径的变化规律。具体的做法就是在坐标纸上，横坐标BD表示本汽缸第一级和最后一级之间的中心距离，BD的长度可以任意选择，一般可以取25cm左右；纵坐标以AB表示本汽缸第一级的平均直径，CD表示本汽缸最后一级平均直径；用一条逐渐上升的光滑曲线把A，C两点连接起来，该曲线就表示本汽缸各级平均直径的变化

30、规律。（1）高压缸各级平均直径的拟定 表7级娄AB1-12-23-34-45-5CD直径960971.6983.25999.11016.610451090速比0.6120.6140.6170.6200.6240.6300.635 （2）求各缸各级的平均直径1009.36mm（3）求高压缸各级的平均速比=0.62（4）高压缸各级的平均焓降的确定 级的理想焓降可用下式确定：由于本课程设计的机组转速n=3000r/min的汽轮机，上式可化为 =32.7kj/kg （5）高压缸汽缸的级数 取重热系数a=0.04， =10级得到高压缸非调节级为十级，将BD线等分为9等分，在原假定的平均直径变化线AC上，

31、读出每级的直径及速比。 表 8高压缸各级平均直径的修正值级数12345678910直径Dm（mm）960967.62975.5984993.510041017.6103410571090速比xa0.6120.6130.61450.6160.6170.6210.6240.6270.6310.6355.2.2高压缸各级焓降分配 （1）高压缸各级焓降分配由公式=30.36kj/kg=30.75kj/kg=31.09kj/kg=31.49kj/kg=31.99kj/kg=32.26kj/kg=32.82kj/kg=33.56kj/kg=34.63kj/kg=36.36kj/kg（2）将各级焓降画在图上

32、校核并修改在图中拟定的热力过程线上逐级做出各级焓降，如最后一级的背压不能与应有背压重合，则需修改。由于焓降分配后得到的级后压力部能与抽汽压力完全吻合，所以势必要做一些调整。 高压缸非调节级焓降及平均直径分配表 表9级数12345678910直径Dm（mm）960967.62975.5984993.510041017.6103410571090焓降ht（kj/kg）30.3630.7531.0931.4931.9932.2632.8233.5634.6336.36调整后的焓降ht（kj/kg）30.3630.7531.0931.4931.9932.2632.8235.5638.6344.32速比

33、xa0.6120.6130.61450.6160.6170.6210.6240.6270.6310.6355.2.3低压缸非调节级的详细计算(1)第一非调节级的等熵滞止焓降根据调节级级后参数，P=0.7813MPa，T=333，H=3127.1kj/kg，S=7.364kj/(kg.k)，而且由于调节级后流速不大，且调节级到第一非调节级间流道复杂，所以近似地认为ht*=ht1=30.36kj/kg。101.67 kj/kg（2）级的平均反动度 由于本机组为反动式汽轮机故取 =0.5 0.25（3）喷嘴滞止理想比焓降 =（1-0.5）*30.36=15.18kj/kg。(1-0.25)*101.

34、67=76.25 kj/kg（4）喷嘴理想出口气流速度 =（2*1000*15.1876.25）3=174.2412m/s。390.51 m/s（5）喷嘴实际出口气流速度 =0.97*174.2412=169.014m/s。0.97*390.51=378.80 m/s（6）喷嘴等比熵出口焓值 首先由求出喷嘴等熵出口焓值，kj/kg。3127.1-76.25=3050.9 kj/kg（7）喷嘴等比熵出口压力、比容 由入口状态点的熵和喷嘴等比熵出口焓值在焓熵图上查取：P1=11.6314MPa 0.5871 MPa，V1t=0.0269 0.4395 m3/kg.（8）喷嘴压比 0.5871/0.

35、7813=0.7514(9) 喷嘴出口角1 根据喷嘴叶型表选择TC-3A喷嘴 ，出汽角1=18.（10）隔板漏气量 =1.4337kg/sZp为轴封齿数, 为轴封流量系数,取0.75, 为喷嘴出口理想比容, 为轴封间隙面积（11）喷嘴进口流量 Gn=G-Gp=1911/3.6-1.4337=529.3997kg/s。此处Go为调节级动叶出口流量（12）喷嘴出口面积 An=（Gn*V1t）/（un/C1t）=0.0843m2 n为喷嘴流量系数,这里取为0.97。(13) 假想速比 Xa=0.612 由前面拟定的最佳速比得到。（14）级的假想速度 。（15）级的圆周速度 （16）级的平均直径 （1

36、7）部分进汽度 由于是非调节级，故部分进气度e=1.（18）喷嘴高度 取叶高为91mm（19）喷嘴损失 （20）喷嘴出口比焓值 (21) 动叶进口相对速度 (22) 动叶进口角=79.20(23) 动叶出口理想相对速度 (24) 动叶出口相对速度 (25)动叶出口角 由于是反动式汽轮机，故动叶出口角与喷嘴出口角相等2=180（26）动叶绝对出口速度（27）动叶绝对出口角 =72.5（28）动叶等比熵出口焓值 （29）动叶等比熵出口压力、比容 根据动叶出口状态点在h-s图上查取：P2=11.0778MPa，V2t=0.028（30）动叶出口面积 （31）动叶高度 近似取=0.091+0.001+

37、0.002=0.094m（32）动叶损失 （33）余速损失 （34）级的理想可用能 =30.36-1*1.6395=28.72kj/kg 其中1为余速利用系数，这里取1（35)叶高损失 0.4746 kJ/kga取1.6，这时不需对扇形损失作另外的计算( 36)叶轮摩擦损0.217kJ/kgGb取为与Gn相等，忽略漏汽 (37)隔板汽封漏汽损失和叶顶漏汽损失0.0758kj/kgGp为隔板漏汽量，Gn为通过本级的蒸汽流量0.3792kj/kg （38）级内各项损失之和 =4.664kj/kg （39）级的有效比焓降 =25.696kj/kg （40）级相对内效率 =89.5% （41）级的内功

38、率=530.8*25.696=13640.3KW（42）级的速度三角形 （见附图四）高压缸非调节级第一级热力计算参数汇总表 表10序号计算项目符号单位来源或计算公式第一级备注1第一级的滞止理想焓降kJ/kg由经标定后h-s图上查得30.362平均反动度反动式汽轮机的反动度取0.50.53喷嘴滞止理想比焓降kJ/kg15.184喷嘴理想出口气流速度m/s174.25喷嘴实际出口气流速度m/s=169这里取0.976喷嘴等比熵出口焓值kJ/kg3312.77喷嘴等比熵出口压力MPa根据出口焓值在h-s图上查取11.638喷嘴等比熵出口比容m3/kg根据出口焓值在h-s图上查取0.02699喷嘴出口

39、角根据喷嘴选型,选取18sin=0.30910隔板漏汽量kg/s1.4337Zp为轴封齿数, 为轴封流量系数,取0.75, 为喷嘴出口理想比容, 为轴封间隙面积11喷嘴进口流量kg/s=-Gp529.4此处Go为调节级动叶出口流量12喷嘴出口面积843n为喷嘴流量系数,这里取为0.9713假想速比选取0.612为保证级的性能良好相应选取0.61214级的假想速度m/s246.415级的圆周速度m/s150.816级的平均直径mm960由于与相差不大,计算中往往取二者相等17部分进汽度e非调节级均取11.0018喷嘴高度mm90.5这里部分进汽度e取为1,为了设计制造方便,取喷嘴高度为整数值,即

40、91mm19喷嘴损失kJ/kg0.89720喷嘴出口比焓值kJ/kg3313.621动叶进口相对速度m/s53.1cos =0.951122动叶进口角79.223动叶出口理想相对速度m/s182.224动叶出口相对速度m/s176.7动叶速度系数根据汽轮机原理P15图1-8选取为：0.9725动叶出口角2选取182 = =18 26动叶绝对出口速度m/s57.327动叶绝对出口角72.528动叶等比熵出口焓值kJ/kg3298.429动叶等比熵出口压力MPa根据动叶出口状态点在h-s图上查取11.077830动叶等比熵出口比容m3/kg根据动叶出口状态点在h-s图上查取0.02831动叶出口面

41、积845,不考虑叶顶漏汽32动叶高度近似取94t取1.5,r取1.533动叶损失kJ/kg0.980734余速损失kJ/kg1.639536级的理想可用能kJ/kg28.72余速利用系数 =137叶高损失kJ/kg0.4746a取1.6，这时不需对扇形损失作另外的计算38叶轮摩擦损失kJ/kg0.21740隔板汽封漏汽损失kJ/kg0.075841叶顶漏汽损失kJ/kg0.3792级内各项损失之和kJ/kg4.66442级的有效比焓降kJ/kg25.69643级相对内效率%89.544级的内功率kW13640.2665.3中压缸非调节级计算5.3.1中压缸级数的确定 中压高级数的确定，可以采用

42、图解法。要确定中压缸的平均直径的变化规律，具体的做法就是在坐标纸上，横坐标BD表示本汽缸第一级和最后一级之间的中心距离，BD的长度可以任意选择，一般可以取25cm左右；纵坐标以AB表示本汽缸第一级的平均直径，CD表示本汽缸最后一级平均直径；用一条逐渐上升的光滑曲线把A，C两点连接起来，该曲线就表示本汽缸各级平均直径的变化规律。（1）中压缸各级平均直径的拟定 表11级数 AB1-12-23-34-45-5CD 直径1159117211901201124513081400速比0.620.620.6250.630.6350.650.67（2）中压缸各级的平均直径1339.43mm(3) 求中压缸各级

43、的平均速比=0.6357（4）中压缸各级的平均焓降的确定。一级的理想焓降可由下式确定 ：对于n=3000r/min的汽轮机，上式可化为 KJ/Kg（5）中压缸汽缸的级数。中压缸的级数可由下式确定：重热系数取0.04 （级）上式在求到Z后，得到中压缸的级数为9级，将BD线分为Z-1等分,即8等份，在原假定的汽管平均直径变化直线AC上，读出每级的平均直径和速比，然后以这些直径和速比为准，分配焓降。并对焓降进行修正。按上述作法，将重新量得的数据列于下表12中中压缸各级平均直径的修正 表12级数111213141516171819直径115911671.175118912041231.41269.81

44、3241400速比0.620.62710.62370.62650.63050.63620.64420.65510.67 5.3.2中压缸焓降分配（1）本汽缸各级的平均焓降可写为：根据以上式求出的中压缸相关参数对中压缸进行焓降的分配：KJ/KgKJ/KgKJ/KgKJ/KgKJ/KgKJ/KgKJ/KgKJ/KgKJ/Kg （2）根据上述方法以每级修正后的直径为准分配焓降。在h-s图中拟定的热力过程曲线上逐级作出各级焓降，见附图二在图中拟定的热力过程线上逐级做出各级焓降，如最后一级的背压不能与应有背压重合，则需修改。由于焓降分配后得到的级后压力部能与抽汽压力完全吻合，所以势必要做一些调整。中压缸

45、非调节级焓降分配表 表13级数111213141516171819直径 115911671175118912041231.41269.813241400焓降43.12143.48143.79644.44644.99846.23047.94550.40553.8795.4低压缸非调节级计算1全机第一非调节级平均直径和全机末级平均直径的确定通流部分各级直径的选择还要考虑使整个通流部分平滑变化，以便利用余速，使机组有较高的效率。其中第一非调节级直径的大小对通流部分的成型影响较大，由于调节级是部分进汽，与第一非调节级不同，因此这两级的只不能相等，否则就不能保证第一非调节级进汽均匀，一般这两个直径之差不

46、小于50100mm。由于调节级平均直径已确定，这里选取=980mm。末级动叶出口的连续方程，适当变化后，得：期望取90度，为全机总焓降1397.68KJ/Kg.-余速损失系数。一般在0.015-0.03之间，这里取=0.03-排汽比容，在拟订的热力过程线上求得：=20.017-径角比，根据机组容量大小选择，取=2.45-末级蒸汽流量是新蒸汽量扣除各级回热抽汽量总和后的数值，=353.44Kg/s5.1低压缸非调节级级数的确定汽轮机非调节级级数的确定，可以采用图解法。要确定非调节级通流部分平均直径的变化规律。具体的做法就是在坐标纸上，横坐标BD表示本汽缸第一级和最后一级之间的中心距离，BD的长度

47、可以任意选择，一般可以取25cm左右；纵坐标以AB表示本汽缸第一级的平均直径，CD表示本汽缸最后一级平均直径；用一条逐渐上升的光滑曲线把A，C两点连接起来，该曲线就表示本汽缸各级平均直径的变化规律。(1)低压缸各级平均直径的拟定低压缸各级平均直径拟定值数据表 表14级数AB1-12-23-34-45-5CD直径1650169017501830193020502200速比0.6500.6550.6630.6720.6836980.720（2）求各缸各级的平均直径取为5级及M=5（3）求低压缸各级的平均速比(4）低压缸各级的平均焓降的确定 各级的理想焓降可用下式确定：由于本课程设计的机组转速n=3

48、000r/min的汽轮机，上式可化为 （5）低压缸汽缸的级数低压缸全部级的总理想焓降为 取重热系数则低压缸的级数为取得到低压缸非调节级为十级，将BD线等分为9等分，在原假定的平均直径变化线AC上，读出每级的直径及速比。由此得到低压缸各级平均直径及速比拟定值 表15级数1234567直径 1650169017501830193020502200速比0.6500.6550.6630.6720.6830.6980.7205.4.2低压缸各级焓降分配 （1）低压缸各级焓降分配由公式确定79.52kj/kg（2）将各级焓降画在图上校核并修改在图中拟定的热力过程线上逐级做出各级焓降，如最后一级的背压不能与

49、应有背压重合，则需修改。由于焓降分配后得到的级后压力部能与抽汽压力完全吻合，所以势必要做一些调整。 低压缸各级焓降及平均直径分配表 表16级数12345678910直径 1550157516101650169517601830190019902100速比0.5400.5420.5480.5540.5600.5670.5740.5810.5890.600焓降101.67104.20106.51109.46113.05118.9125.43131.97140.86151.37待查调整后的焓降70.1772.01102.8373.88103.0078.4310681.2110985.6511391.

50、5998.03102.60107.98出口压力0.5750.60790.445043450.3150.30280.2200.21200.1550.12200.0920.06200.0530.04200.0280.02400.0140.01400.0060.00556 全机及各缸内功率、内效率计算6.1 各缸内功率及内效率计算6.1.1高压缸内功率、内效率计算（1）高压缸内功率计算高压缸的内功率为高压缸调节级的内功率与非调节级各级内功率之和。 =13640+14564+14809+15041+15316+15498+15671+17134+18529 +21195+35467 =196864（k

51、w）（2）高压缸内效率计算高压缸内效率为全缸的有效比焓降与理想能量之比 =88.02%6.1.2 中压缸内功率及内效率计算（1） 中压缸内功率 中压缸内功率为中压缸各级内功率之和 =16595+17935+18150+18443+18701+18413+19239+20135+21526 =169130（kw）（2）中压缸内效率中压缸内效率为全缸的有效比焓降与理想能量之比=92.43%6.1.3低压缸内功率、内效率计算（1）低压缸内功率计算低压缸内功率为四个缸的总功率， =4*（5883.454+6416.831+6584.305+6672.385+6923.069+7025.071+7173

52、.514+7020.217+6833.31+6661.688） =4*67193.844 =268772（kw） （2）低压缸内效率计算 =87.77%6.2 全机内功率及内效率6.2.1全机内功率计算 全机内功率为高压缸、中压缸及低压缸的内功率之和=196864+169130+268772=63万千瓦6.2.2全机内效率的计算 全机内效率为全机的有效比焓降与理想能量之比 =89.1%7汽轮机结构设计7.1汽轮机机构说明 全机由高压缸、中压缸和低压缸三部分组成，其中高、中压缸采用合缸对置的流行布置方式，大大缩短全机的轴向长度、节省两个支持轴承、高中压缸的高温区集中布置，减少高中压前端的轴封漏汽损失；低压缸为双缸对称分流布置，平衡全机的绝大部分轴向推力。 高、中压缸为双层缸结构，内、外缸之间的空间在高压缸排汽室附近隔开，以维持内、外层之间有较高的温度和较低的压力（高压缸排汽压力）。这样，保证了内缸外表面有较高的温度，降低了内缸的内、外壁温差，也可使外缸处于较低的压力下和较高的温度下，使内缸的热应力减小，又有利于外缸的膨胀并可使外缸的壁厚不必太大。汽缸分为上、下两半，转