25mw凝汽式汽轮机组热力设计资料

1、毕业设计说明书25MW凝汽式汽轮机组热力设计学生姓名：陈淑婧学号：1227024207学院：中北大学（朔州校区）专业：热能与动力工程指导教师：张志香2016年6月30MW凝汽式汽轮机组热力设计摘要本课题针对30MW凝汽式汽轮机组进行热力设计，在额定功率下确定汽轮机型 式及参数，使其运行时具有较高的经济性，并考虑汽轮机的结构、系统、布置等方 面的因素，以达到“节能降耗，保护环境”的目的。本文首先对汽轮机进行了选型，对汽轮机总进汽量进行了计算、通流部分的选 型、压力级比焓降分配及级数的确定、汽轮机级的热力计算、漏气量的计算与整机 校核等。根据通流部分选型，确定排汽口数与末级叶片、配汽方式和调节级的

2、选型， 并进行各级比焓降分配与级数的确定； 对各级进行热力计算，求出各级通流部分的 几何尺寸，相对内效率，实际热力过程曲线。根据热力计算结果，修正各回热抽汽 点压力达到符合实际热力过程曲线的要求， 并修正回热系统的热力平衡计算， 分析 并确定汽轮机热力设计的基本参数。关键词：汽轮机，凝汽式，热力系统，热力计算Thermod yn amic desig n of 30MW condensing steam turb ineAbstractThis topic for 30MW steam turbine unit for thermal design, seek appropriate turb

3、ine at rated power, to make it run with higher economic and to considered to steam turb ine structure, system and arran geme nt and parts. So it can achieve en ergy sav ing, en vir onmen tal protecti on purpose.Determ in ati on of mach ine, firstly, the steam turb ine for the selecti on of the turbi

4、 ne total in let were calculated through flow part of the selecti on pressure en thalpy drop distribution and series, steam turbine thermodynamic calculation, the leakage amount of calculati on and check. Accordi ng to the through flow part of selecti on to determ ine the exhaust port number and the

5、 last stage blades of steam distribution mode and regulation level select ion, and for differe nt levels of specific en thalpy drop distributi on and the series of levels with a thermodynamic calculation for at all levels through flow part of the geometry and relative in ternal efficie ncy, the actu

6、al thermod yn amic process curve. Accord ing to the thermod yn amic calculati on results, correct ion of rege nerative extracti on steam pressure to conform to the actual thermod yn amic process curve, and repair Thermod yn amic equilibrium calculati on, an alysis and determ in ati on of the basic p

7、arameters of the thermal desig n of the turb ine.keywords:steam turbi ne, condensing type,thermod yn amicsystem, thermod yn amic calculati on1 绪论12汽轮机基本参数确定2.2.1原始数据2.2.2汽轮机的基本参数确定 2.3 汽轮机总进汽量的初步估算 5.3.1回热抽汽压力确定5.3.2热经济性初步计算6.4通流部分的选型1.54.1排汽口数与末级叶片154.2配汽方式和调节级的选型154.3压力级设计特点1.85压力级比焓降分配及级数的确定205.1

8、蒸汽通道的合理形状 205.2各级平均直径的确定205.3级数的确定与比焓降的分配226汽轮机级的热力计算256.1叶型及其选择256.2级的热力计算276.3级的详细计算3.47汽轮机漏汽量的计算与整机校核 377.1阀杆漏汽量的计算 377.2轴封漏汽量的计算377.3汽封直径的确定 387.4整机校核.3.98结论40致谢4.1.参考文献42第I页共I页1绪论蒸汽轮机从1883年第一台实用性机组问世至今，已有 100多年的历史。汽 轮机的发展经由单级冲动式汽轮机到多级冲动式汽轮机再到多级反动式汽轮机，汽轮机随着时代和科技的进步而进步。19世纪以来，在不断提高安全可靠性、耐用 性和保证运行

9、方便的基础上，汽轮机是通过增大单机功率和提高装置的热经济性来 发展的，汽轮机的出现推动了电力工业的发展；20世纪初，电站汽轮机单机功率已达10MW;随着电力应用的日益广泛，美国纽约等大城市的电站尖峰负荷在20年代已接近1000MW，如果单机功率只有10MW，则需要装机近百台，因此 20年 代时单机功率就已增大到60MW ,30年代初又出现了 165MW和208MW的汽轮机； 但是之后的经济衰退、第二次世界大战的爆发，使得汽轮机单机功率的增大处于停 顿状态；50年代，随着战后经济的快速发展，电力需求突飞猛进，单机功率又开 始不断增大，陆续出现了 325600MW的大型汽轮机；60年代制成了 10

10、00MW汽 轮机；70年代，制成了 1300MW汽轮机。但是机组过大又带来可靠性、可用率的 降低，因而到90年代初，火力发电单机容量稳定在 300700MW。21世纪，为提 高发电效率，我国对电厂机组实行“上大压小”政策。高参数大容量凝汽式机组成 为火力发展不可抗拒的发展趋势。现在许多国家常用的单机功率为300600MW。近几年来，国家大力提倡节能减排。这就需要在额定功率下寻求合适汽轮机， 使运行时具有较高的经济性，在不同工况下工作时均有比较高的可靠性，满足经济 性和可靠性要求的同时需要考虑到汽轮机的结构、系统、布置、成本、安装和维修 以及零件等方面的因素，在确保汽轮机热力设计在适用性、 可靠

11、性和经济性的前提 下，能达到“节能降耗，保护环境”的目的。而且汽轮机在计算机方面应用的广度 与深度一直在更进一步的发展。已经大大减小了手工计算的负担， 但我们目前仍与 其他国家存在着一定的差距，遇与挑战，这就需要我们大胆创新，不断提高汽轮机 在国际上的竞争力，加大研究高参数、高效率、高可靠性和自动化的汽轮机产品的 力度，不断推动我国汽轮机的发展与进步。2汽轮机基本参数确定2.1原始数据机型：25 MW凝汽式；蒸汽初参数：po=3.43MPa, to=435C；凝汽器出口压力：pc=1.9kPa；给水温度：tfw=160C；经济功率：Pc=12000kW;汽轮机转速：3000r/mi n；汽轮机

12、内效率：0.8。2.2汽轮机的基本参数确定(1) 汽轮机功率汽轮机额定功率也称铭牌功率，由国产发电用汽轮机功率系列(见表 2.1)可 知，本课题25MW汽轮机属于中压汽轮机。表2.1国产发电用汽轮机功率系列汽轮机型式低压汽轮机中压汽轮机高压汽轮机超高压汽轮机亚临界汽轮机超临界汽轮机额定功率(MW)0.751.5 36122550100125200300600 600汽轮机设计时所依据的功率称为设计功率 Pe，又称为经济功率，其大小由机组 本身额定功率大小级运行时所承担负荷的变化而定。表 2.2给出了国产汽轮机选用 的设计功率与额定功率之比。表2.2国产汽轮机不同额定功率的设计功率额定功率W61

13、2 2550 100设计功率与额定功率之比758090100为了确保汽轮机在初参数下降或背压升高时仍能发出额定功率，在设计调节阀与喷嘴进汽能力及结构强度时，需要考虑适当的余量。因此，在正常的参数级提高初参数或降低背压时，汽轮机发出的功率可能大于额定值，此功率为最大功率。(2) 进汽参数 新蒸汽参数汽轮机的新蒸汽参数是指主气门的蒸汽压力与温度，通常又称为初压、初温我国对电站汽轮机采用按功率划分新蒸汽参数等级的产品系列，见表2.3。表2.3国产汽轮机新蒸汽参数额定功率(MW)0.75，1.5，36，12，2550， 100125， 200300， 600新蒸汽压力(MPa)1.273.438.82

14、12.7 13.2316.1 16.66新蒸汽温度(C)340435535535550535550 排汽压力凝汽式汽轮机的排汽压力要综合考虑汽轮机运行地点的气候条件，供水方式,末级叶片等因素。我国凝汽式汽轮机常用的排汽压力见表2.4。表2.4我国凝汽式汽轮机常用的排汽压力冷却水温C101520252730排汽压力(MPa)0.0030.0040.0040.0050.0050.0060.0060.0070.0070.0080.0080.01 汽轮机的转速汽轮机转速由电网频率决定，我国电网频率为50Hz，故我国生产的汽轮机转速采用 3000r/min。 调节抽汽式汽轮机的抽汽压力调节抽汽式汽轮机除

15、了能满足供电外，还能满足供热需要。调节抽汽式汽轮机的抽汽往往由热用户的需要决定。其抽汽压力一般综合用户要求和产品系列规范决 定，表2.5为国产调节抽汽式汽轮机常用抽汽压力。表2.5国产调节抽汽式汽轮机常用抽汽压力3额定抽汽压力（MPa）0.120.501.001.30调整范围0.07 0.250.40 0.700.80 1.301.00 1.60 给水温度与回热级数通常给水温度选为初蒸汽压力下饱和温度的 65%75%较为经济，由文档3可 知回热级数选4段，采用“两高、一低、一除氧”的形式。表 2.6为不同回热级数 和给水温度。表2.6不同回热级数和给水温度新汽压力MPa2.353.438.82

16、12.7413.2316.1716.6623.5新汽温度C390435535535/535535/535565/565回热级数133567787889给水温度C1051501501702102302202502452702703003汽轮机总进汽量的初步估算一般凝汽式汽轮机的总蒸汽量可由下式估算：D03.6Pei_m D(t/h)(式 3.1)Ht m g ri式中：m为考虑回热抽汽引起进汽量增加的系数，它与回热级数、给水温度、汽轮 机容量及参数有关，对中压机组 m=1.081.15，高压机组 m=1.181.15, 背压式汽轮机m=1;?D为考虑阀杆漏汽和前轴封漏汽，并保证在初参数下降或背压

17、升高时仍能发 出设计功率的蒸汽裕量，通常取？D/Do =3%5%;Pel为汽轮机发电机组出线端的电功率，kW ；?Ht为汽轮机的理想比焓降，kJ/kg；n ri为汽轮机的相对内效率；n m为汽轮机的机械效率；n g为发电机的效率；D0为汽轮机的进汽量，kg/h。回热系统的热平衡初步计算在汽轮机进汽量估算及汽轮机近似热力过程曲线拟定以后进行。3.1回热抽汽压力确定(1) 除氧器的工作压力给水温度tfw和回热级数Zfw确定之后，根据机组的初参数和容量确定除氧器的工作压力。大气式除氧器的工作压力一般选择略高于大气压力即0.118MPa,高压除氧器的工作压力一般为0.3430.588MPa,我国定压运

18、行的高压除氧器压力为0.588MPa。(2) 抽汽管中压力损失巾e在进行热力计算时，要求厶Pe不超过抽汽压力的10%,取厶Pe=( 0.040.08) Pe , 级间抽汽时取较大值，高中压排汽时取较小值 。(3) 表面式加热器出口传热端差、：t一般无蒸汽冷却段的加热器取、：t =35 C,有蒸汽冷却段的加热器取 4=-12C。(4) 回热抽汽压力的确定在确定了给水温度tfw，回热抽汽级数Zfw，上端差江和抽汽管道压损-Pe等参 数后，根据除氧器的工作压力，确定除氧器前的低压加热器数和除氧器后的高压加 热器数，同时确定各级加热器的比焓升 hw或温升厶tw，这样就确定了各级加热器 的给水出口水温t

19、W2。(5) 回热系统的热平衡初步估算汽轮机回热系统热平衡计算的目的是确定汽轮机在设计工况下的汽耗量、各级回热抽汽量、汽轮机各级组蒸汽流量及汽轮机装置的热经济性。3.2热经济性初步计算对25MW凝汽式汽轮机的回热系统进行热平衡估算。额定功率为 P =25MW， 因 Pe/Pr=80%=巳=80% R= 0.8 25MW=20MW，新蒸汽压力 p。=3.43MPa,凝结 水泵压头Pcp=1.18Mpa，射汽抽气耗汽量 Dej=0.5 t/h，抽汽冷却器内蒸汽比焓降讥j =2302.7kJ/kg。(1)近似热力过程曲线的拟定在h-s图上根据新蒸汽压力po =3.43MPa和新蒸汽温度t=435C确

20、定汽轮机进 汽状态点0 (主汽阀前)，并查出比焓h=3304.2kJ/kg,设进汽机构的节流损失祁o=0.04 Po，得调节级前压力Po=P0-P0=3.3MPa，汽轮机级的理想比焓降Ht等于1176.9kJ/kg,汽轮机内效率为80%，有效比焓降 H为1000.365kJ/kg,排汽 比焓降为 2303.835 kJ/kg, h2t =2127.3kJ/kg。图3.1非再热凝汽式汽轮机近似热力过程曲线（2）估算汽轮机的进汽量Do考虑回热抽汽引起进汽量增加的系数，它与回热级数、给水温度、汽轮机容量及参数有关，对中压机组m=1.081.15,高压机组m=1.181.15,背压式汽轮机m=1 取得

21、m=1.12;取虑阀杆漏汽和前轴封漏汽，并保证在初参数下降或背压升高时仍 能发出设计功率的蒸汽裕量，通常取？D/Do =3%5%，在这里取3%，?D=O.O3Do ；另外取 m=99.0%, g =97.5%，带入式 3.1 可得 Do =86（t/h）。蒸汽量厶Do包括前轴封漏气量Di =1.OOOt/h，Di待汽轮机通流部分有关尺寸确定后计算。（3）抽汽压力确定本课题汽轮机采用大气式除氧器，除氧器压力为 O.118MPa,对应的饱和水温 度ted =104.250。考虑到调节抽汽随负荷变化的特点，为了维持所有工况下除氧器 定压运行，供给除氧器的回热抽汽压力一般比除氧器工作压力高 0.20.

22、3MP5。本机采用70%负荷以下时除氧器与H2高压加热器供汽源的运行方式，故除氧器的回热抽汽压力仅比除氧器工作压力高出0.024MP&根据给水温度tfw=160C,可得比高压加热器给水出口温度tw2=160C,且除氧器出口水温twd=104.25C，根据等温升(等比焓升)分配原则得H2高压加热器给水温tw2:104.25严一104.25_5) C,取为132.125;凝汽器压力对应下的饱和水温为167C，同理的低压加热器的出口给水温度tw2，见表3.1表3.1 25MW凝汽式汽轮机加热器汽水参数加加 热 器 号抽汽压力Pe(MPa)抽汽比焓he(kJ/kg)抽汽管压损也Pe/ Pe(%)加热器

23、工作压力Pe(MPa)饱和水温度te(C)饱和水比 焓he(kJ/kg)岀口 端差dt(C)给水岀口温度tw2(C)给水岀口比焓hw2(kJ/kg)H10.7622996.780.701165697.25160675.5H20.3612832.480.333137.125576.845132.125555.46Hd0.1422703.4170.118104.25437.30104.25437.3H30.0252629.680.02363.475265.73360.475253.169由各加热器的出口水温tw2和出口端差-t得加热器疏水温度te二tw2，t。查得te对应的饱和压力R (加热器的工

24、作压力)。考虑抽气管压损后，确定各级回热抽气压力Pe。然后在拟定的近似热力过程曲线上求出各级回热抽汽比焓值he，如图3.2h,kJ/kg3.432MPa3300435 Ch0=3304.2320031000.944MPa30002900280027002600250024002300L6.512h2=2832.40.142Ma115. 8C0.3 61MPa185. 4C3 hd=2703.40.025MPa71.1 Ch3=2629.60.0019MP16.7 C2 hc=2531.47.07.58.08.5S,kJ（kg C）图3.2汽轮机组的蒸汽热力膨胀过程线(4) 各级加热器回热抽汽量

25、计算已咼压加热器（式 3.2）D =1.000t/h,01=O.77t/h,：Dej=0.5t/h。则给水量为Df, =D - D Pu ：Dej =86.27（t/h式中：Di为高压端轴封漏汽量，t/h;LDl1为漏入H2咼压加热器的轴圭寸漏汽量，t/h;Dej为射汽抽气器耗汽量，t/h。由表3.1得给水出口比焓hw2=675.5kJ/kg,抽汽比焓hel =2996.7kJ/kg,饱和水比焓hei=697.2kJ/kg,加热器进口水比焓hwi =555.46kJ/kg, 般加热效率 h =0.98，因此该级回热抽汽量为-D el (hel - hei )- D fw ( hw2 - hw1

26、 )(式 3.3)除氧器除氧器为混合式加热器，它的热平衡图如图3.3（ a）。hed =2703.4kJ/kg，hed =437.3kJ/kg。列除氧器的热平衡方程式：Dedhed C De - De Dl1 ）he2 Dew hwl 二 D fW 2d质量方程式：DewDl1 Ded Del ：De2 二 D fw整理后得：2703 4 Ded 378.4D w =32830.853（ 1） ：Ded Dw = 77.522（ 2）由（1 ）和（2）联立解得：除氧器抽汽量.Ded为1.504t/h, 76.018t/h。低压加热器其热平衡见图3.3 （b）,查表3.1、3.2可得hw1=26

27、6.1kJ/kg,hea =2629.6kJ/kg, he3 =390.2kJ/kg回热抽汽量 De3为：由表3.1可得(式 3.4)(式 3.5)凝结水量D w为hw2 =378.4kJ/kg, DDhw2 - hw16=Dw(KER= 76.018378.4-266.1(2629.6-390.2) 0.98-3.98(t/h)(式 3.6)內A图3.3 (a)加热器热平衡图D(b)除氧器器热平衡图(5) 流经汽轮机各级组的蒸汽流量和内功率计算调节级(双列)：查表 3.1、3.3 可得：D0=86t/h， h0 =3304.2kJ/kg, h,二 h=3098.1kJ/kg,Po =二 86

28、 （3304.3098, 4924（kW）（式 3.7）3.63.6第一级组：已知.Dl =1.000t/h，馆=2996.7kJ/kg, D D0 - 0 =86 十 85（t/h）R,3 甩-85 3098.1 29967 =2394（ kW）（式 3.8）3.63.6其它级计算方法与第一级组相同。整机内功率：6R Rj =4924 2394 36422706 1548 29213361 二 21550 （ kW）j （6）汽轮机的热经济性计算机械损失：吒二 R（1 - m 21550 （1 -0.99） =216（kW）（式 3.9）汽轮机轴端功率：Pa 二 R -Pm =21550 -

29、216 = 21334（kW）（式 3.10）发电机功率：Pe 二 Pag =21334 0.975 =20800.65（kW）（式 3.11）由此可见，符合设计工况 R, =20000kW的要求，说明原估计的蒸汽量 D0正确。若功率达不到设计要求，则需修正蒸汽量Do并重新进行计算，直到达到为止。D k103汽耗量：d 04.134kg/(kW h)(式 3.12)Pe不抽汽时(回热抽汽停用)估计汽耗量：d= 3.725kg /(kW h)汽轮机的汽耗率：=675.2kJ / kgq =4.134 (3304.2 -675.2) =10868kJ/(kW h)汽轮机的绝对电效率：e3600 1

30、00%=卫600 100% =33.13%q10868表3.2各级加热器回热抽气量的计算数据单位H1H2Hd给水量Dfwt/h86.27凝结水量Dewt/h76.018实际抽气量ADeit/h5.1942.7841.504计算抽气量ADeit/h3.957上级加热器疏水相当量ADe(i_l)et/h0.313上级加热器漏气相当量 D|(j j)et/h0.86表3.3流经汽轮机各级组的蒸汽流量及其内功率计算数据调节级第一级组第二级组第三级组第四级组第五级组第六级组整机内功率蒸汽流量D868579.80677.02275.51871.62867.60121550t/h内功率49923.52394

31、36422760154829213361RkW表3.4 25MW凝汽式汽轮机热平衡计算数据汽轮机初压P0MPa3.43射汽抽气器汽耗量 D cjt/h0.5汽轮机初温toC435射汽抽气式比焓量 hjkJ/kg2302.7汽轮机初比焓hokJ/kg3304.2汽轮机总进汽量也D。t/h86工作转速Nr/min3000前轴封漏汽量gt/h1冷却水温tclC15流入蒸汽器蒸汽量Det/h67.601汽轮机背压Pc / PcMPa0.0049/0.0047凝汽器出口水温tcC31.80抽气冷却器出口水温tejC34.80给水泵压头PfpMPa6.27凝结水泵压头PepMPa1.18表3.5热平衡计算

32、数据加热器H1H2Hd加热抽汽抽汽压力巳MPa0.7450.3610.142抽汽比焓heikJ/kg2996.72832.42703.4加热器压力MPa0.7010.3330.118凝结给水Pe下饱和水温teiC164.17132.42104.25Pe下饱和水比焓heikJ/kg693.6556.6437.01kg蒸汽的放热量心hekJ/kg2303.12275.82266.4被加热的凝结水量Dwt/h86.27086.27076.018加热器进口水温twlC132.125104.2560.475加热器进口水比焓hlkJ/kg555.46437.3253.169加热器出口端差C550出口水温t

33、w2C160132.125104.25出口水比焓hw2kJ/kg675.5555.46437.3给水比焓量gkJ/kg135.9102.358.6抽汽量计算抽汽量也 Deit/h5.1943.9571.967实际抽汽量也Delt/h5.1942.7841.504表3.6汽机装置的热力特性数据排汽比焓hzkJ/kg2297.9发电效率ng%97.5等比熵排汽比焓h2tkJ/kg2127.3给水温度t fwC160汽轮机内效率i%80给水比焓hfwkJ/kg675.5回热系统热平衡初步计算所得的抽汽压力与压力级比焓降分配后所确定的各 级压力往往不能完全吻合，必须进行调整，通常需反复几次。表格中所有

34、数据为已 经过调整后确定的热平衡计算数据。通过回热系统热平衡计算可得机组的热经济性，当机组的效率、级数、抽汽点 位置和回热系统布置有变化时，系统的热平衡及机组的热经济性发生相应变化， 必 须重新计算。4通流部分的选型4.1排汽口数与末级叶片凝汽式汽轮机的汽缸数目与排汽口数都根据功率和单排汽口凝汽式汽轮机的 极限功率共同确定的。当汽轮机的功率大于单排汽口凝汽式汽轮机的工作极限时， 采用多缸和多排汽口。若转速和初始参数一定，则排汽口数主要取决于末级通道的排汽面积。末级通道的排汽面积需要对末级长叶片特性、材料、强度、汽轮机背压、末级余速损失大 小及制造成本等因素进行综合比较后才能确定，通常可按下式估

35、算排汽面积。a2(式 4.1)3162pc式中：已为机组电功率，kW ；Pc为汽轮机排汽压力，kPa。汽缸数增加，轴承数也增加，机组的总长度会增长，远离推力轴承的汽缸，转 子和静子的热膨胀差值也相应增大，这既增加了机组的造价又不利于机组的安全经 济运行。为了减少汽缸数，采用高、中压部分汽缸和较先进的低压长叶片两方法 。根据总体设计决定排汽口数时要尽量在已有的叶片系列中选择与排汽面积相 近的末级叶片或一组叶片，并续进行蒸汽弯曲应力的校核。新设计的末级叶片一般 应使径高比v =d/l 2.5，轴向排汽速度CZa三300m/s。4.2配汽方式和调节级的选型电站用汽轮机的配汽方式又称调节方式，同机组运

36、行要求密切相关。常有喷嘴 配汽、节流配汽、变压配汽和旁通配汽四种。喷嘴配汽是绝大多数国产汽轮机所采 用的配汽方式。采用喷嘴配汽汽轮机，其蒸汽流量的改变主要是有改变第一级喷嘴 的工作面积实现的，所以该机的第一级又称调节级。调节级各喷嘴组的通道面积及 通过其内的蒸汽流量是不一定相同的。调节级的形式与参数的选择在热力设计中相 当重要，与机组容量大小、运行方式等因素有关。(1) 调节级选型现常用的调节级有单列级与双列级两种。 主要依据设计工况下调节理想的比焓降的大小来决定其形式。两种调节级的主要特点是： 双列级一般能承担较大的理想比焓降，约为160500kJ/kg；单列级能承担的理想焓降比较小，为70

37、125kJ/kg。 双列级的效率和整机效率都比较低，在变工况时其级效率变化比单列级小； 单列级在设计工况下效率较高，在变工况时级效率变化较大。 采用单列级的汽轮机级数多，费用高。采用双列级的汽轮机级数少，结构紧 凑，且由于其调节级低的蒸汽压力与温度下降较多，故除调节级、喷嘴等部件用较 好的材料外，汽缸与转子的材料等级可适当降低，从而可降低机组造价，提高机组 运行的可靠性。因此，在电网中承担尖峰负荷时，对参数不高的中小型汽轮机宜采用双列级。 如国产100MW以下的汽轮机绝大多数采用双列级，对于在电网中承担基本负荷的 高参数、大容量汽轮机，则最好采用单列级。（2）理想比焓降的选择 理想比焓降目前国

38、产汽轮机调节级理想比焓降选取范围已经叙述过了，单列级在 75125kJ/kg,双列级在160500kJ/kg,功率较大者选取较小值。选择设计工况下调节级理想比焓降时，还要考虑工况变动后的一些因素。如为了保证一定的给水温度，调节级后压力到第一级回热抽汽压力之间的比焓降需要 在保证压力级的平均直径平滑变化时的条件下，分为整数级。当第一级抽汽位于调 节级后时，调节级后压力需要根据给水温度进行选取。 选择调节级速比Xa二J/Ca选取适当的速度比是为了保证调节级的级效率，级效率与选择的调节级形式有关。通常单列调节级速比选择范围Xa=0.350.44，双列级速比选择的范围在Xa=0.220.2 &低的反动

39、度和小的部分进汽度对应较低的速度比9 o 选择调节级反动度为了提高调节级的级效率，所以一般调节级都带有一定的反动度。由于调节 级为部分进汽级，故为了减少漏汽损失其反动度不宜选的过大。双列调节级各列 叶栅反动度之和 缶=Qb + Qg +必，一般在13%20%之间，当压力比；0.4时，Qm可在0.140.25之间选取。反动度的分配以各列叶栅通道光滑变化为原则,大小由调节级各列叶栅的出口面积予以保证10。表4.1为双列级各列叶栅的面积 比，经过了实验证明的具有较高级效率。表4.1双列级各列叶栅的面积比理想比焓降压力比第一列动叶出口面积比导叶出口面积比第二列动叶出口面积比也ht （ kJ/kg）ZA

40、 b/A nA g/AnAB An200.0120.02；-m为第一压力级平均反动度；Un为喷嘴流量系数，过热取通常取 0.97；e为第一压力级部分进汽，尽量使 e=1需与叶高ln相应估取；2 ：1为第一压力级喷嘴出口角；V1t第一压力级喷嘴出口理想比熔 m /kg（2）凝汽式汽轮机末级直径的估算 当末级不为通用级时，最后一级的平均直径可用下式估算：GcV仁 2000g htsin： 2d m =JGM 日 pghtmacsin.（式 5.3）18.8 30 1011140、0.02 1000.365二 3m（查表得，Gc =Dc=67.601t/h =18.8kg/s, ；=0.0150.0

41、25,取 =0.02,： 2=90210,查 h-s 图得 V2 =30 m/kg,：htmac=1000.365kJ/kg） 式中：Gc为通过末级的蒸汽流量kJ/kg；：2为末级动叶出汽角，一般取90 ；为末级余速损失系数 川htmach：2，般；=0.0150.025;V2为末级动叶排汽比容m3/kg ；为末级径高比，亠dm/l；，对于小功率汽轮机尽量使三812，因避免采 用扭叶片，大容量机组可取较小值，但一般 二2.53。(3) 确定压力级平均直径的变化根据前面描述的蒸汽通道形状来确定压力级平均直径的变化规律。一般采用作图法(如图5.1):横坐标上任取长度为a的线段BD( 般为25cm)

42、来表示第一压 力级至末级动叶中心之轴向距离。 在BD两端分别按比例画出第一压力级与末级的 平均直径值如图中的 AB与CD，一般AB=如二08 =0.08m,CD=30.3m.10 10 10 10根据所选的通道形状，用光滑曲线将 A、C连接起来，AC曲线即为压力级各直径 的变化规律3。CD图5.1压力级平均直径变化规律5.3级数的确定与比焓降的分配(1)级数的确定 图中压力级的平均直径dm将BD线段分为m等份（m5），量出图中各段 长度，求出平均直径:AB +（11）十（2 2）十+CDdm10m +1（式 5.4）（式 5.5）（式 5.6）0.08 0.10.15 0.18 0.25 0.

43、3 “=心05 1=1.8m 压力级理想比焓降 ht可由下式确定为:d 21 82二 ht二 12.337 単 二 12.3372 二 249.82 kJ/kgX a20.42 压力级组的级数可由下式求得（结果取整）：r AhtP（VHa） 117.3x（1 + 0.05Z5Aht2 4 册 2式中：htp为压力级理想比焓降，取1176.9kJ/kg；a为重热系数，取0.05。重热系数a般通过估取，凝汽式汽轮机取a = 0.03 0.08，等级数确定后，用 :二K（1-；：HtP =0.15 （1-0.85）= 0.05来校核。z419（2）比焓降的分配 求取各级平均直径求得压力级级数后，再将

44、图中线段 BD重新分为（Z-1）等份，在原拟定的平 均直径变化曲线AC上求出各级的平均直径。 分配各级比焓降相应的速度比是根据求出的各级平均直径来选取的，然后根据式5.5求出各级的理想比焓降是为了方便比较与修正，将上述参数进行整理，如表5.1。表5.1各级比焓降的分配级号12Z总和平均直径dm0.811.51.82.53速度比Xa0.40.410.420.430.4350.44计算理想比焓降也ht49.34873.39100.71216.18407.48573.521420.628 各级比焓降的修正必须对分配的比焓降进行修正的情况是在拟定的热力过程曲线上逐级作出各 级理想比焓降.ht,当最后一级背压p2与排汽压力pC不能重合在拟定的热力过程曲线上，将经过修正后的各级比焓降 .ht进行分配，然后找 出各级所对应的回热抽汽压力。将此抽汽压力与回热系统