电站高参数大容量汽轮机技术研究毕业设计论文

1、目 录1 绪论11.1 汽轮机简介11.2 电站高参数大容量汽轮机技术研究和国内外发展现状11.3 本课题设计意义21.4 论文研究内容22 热力系统设计42.1 机组的主要技术规范42.2 给水回热加热系统及设备52.2.1 给水回热级数和给水温度的选取62.2.2 回热加热器形式确定72.2.3 热力系统的热力计算83 通流部分设计153.1 透平的直径及级数确定（调节级除外）153.1.1 选定汽缸和排汽口数153.1.2 确定第一压力级平均直径和末级直径153.1.3 确定高压缸压力级的平均直径，速比和焓降的变化规律163.2 高压缸焓降分配183.3 中低压缸的级数确定和各级焓降的分

2、配193.4 详细计算高压缸第一压力级203.4.1 高压缸第一压力级计算过程203.4.2 高压缸第一压力级速度三角形233.5 各压力级详细计算表格233.5.1 调节级详细热力计算表格233.5.2 高压缸末级详细计算表格273.5.3 中压缸第一压力级详细计算表格303.5.4 中压缸末级详细计算表格333.5.5 低压缸第一压力级详细计算表格363.5.6 低压缸末级详细计算表格393.6 调节级、高压缸第一压力级、末级速度三角形图424 汽轮机结构设计434.1 热力系统设计434.1.1 主蒸汽及再热蒸汽系统434.1.2 给水回热系统444.2 汽轮机本体结构设计454.2.1

3、 蒸汽流程454.2.2 高中压阀门464.2.3 汽缸结构464.2.4 转子结构484.2.5 联轴器494.2.6 叶片结构494.2.7 静叶环和静叶持环504.2.8 轴承和轴承座：514.2.9 汽封及汽封套514.3 调节保护系统（deh）514.4 供油系统52结论53参考文献54致 谢551 绪论1.1 汽轮机简介汽轮机是以水蒸气为工质，将热能转变为机械能的外燃高速旋转式原动机。它具有单机功率大、效率高、运转平稳、单位功率制造成本低和使用寿命长等优点。汽轮机是现代化国家中重要的动力机械设备。汽轮机设备是火电厂的三大主要设备之一，汽轮机设备及系统包括汽轮机本体、调节保安油系统、

4、辅助设备及热力系统等。汽轮机本体是由汽轮机的转动部分（转子）和固定部分（静子）组成，调节保安油系统主要包括调节气阀、调速器、调速传动机构、主油泵、油箱、安全保护装置等；辅助设备主要包括凝汽器、抽气器、高低压加热器、除氧器、给水泵、凝结水泵、凝升泵、循环水泵等；热力系统主要指主蒸汽系统、再热蒸汽系统、旁路系统、凝汽系统、给水回热系统、给水除氧系统等。汽轮机是现代火力发电厂应用最广泛的动力机械，并且通常在高温、高压和高转速的条件下工作，是一种较为精密的重型机械。它的制造和发展涉及到许多工业部门和科学领域，如高强度耐热合金钢的研制，优质的大型锻铸件的供应，高效长叶片的设计和研制，在加工制造中，新工艺

5、新技术的应用等。因此，汽轮机制造业的发展是反映国家工业技术发展水平的标志之一。目前，我国的汽轮机制造业还比较落后，还需要继续努力发展，将我国的汽轮机设计、制造水平提高上去。1.2 电站高参数大容量汽轮机技术研究和国内外发展现状 随着我国工农业的日益发展，电力工业对汽轮机制造业提出的要求不断提高，汽轮机向大容量、高参数、低污染、高可靠性、负荷适应性高、自动化程度高、安全、经济方向发展。现代大型汽轮机一般都采用级数多、多汽缸、多排汽的结构；汽缸采用内、外双层或者多层缸的结构。汽轮机设计必须选择合理的热力循环，汽轮机的通流部分应有良好的热力和气动特性，汽轮机主、辅机及其主要零件应具有满意的强度和振动

6、特性，良好的自动调节性能以及合理的制造工艺。现在国内外电站汽轮机的技术不断发展，其发展的趋势是：（1）增大单机功率，提高蒸汽初参数，改进汽轮机的通流设计，优化中间再热和给水回热系统，以提高汽轮机的热经济性；（2）发展大型热电联产机组和燃气蒸汽联合循环机组，以提高一次能源的利用率；（3）开发计算机和电子元器件为基础的汽轮机自动控制系统，以提高汽轮机控制的自动化水平；（4）采用先进的加工制造设备和工艺，按标准化的质管要求确保产品质量，提高机组的可靠性和可利用率。汽轮机的末机长叶片一直是提高汽轮机效率的研究方向。国内外的汽轮机制造厂商在长叶片的设计研究中采用了一系列气动及强度振动方面的最新技术成果。

7、在长叶片设计中主要的新技术有：（1）三元气动理论的设计方法，应用可控涡流型，提高反动度分布，减少二次流损失，改善出口流场的均匀性，减少排汽损失和漏气损失；（2）应用cad软件进行叶型设计，保证其能满足气动参数的要求；（3）跨音速叶栅的设计，采用直线背弧以减少叶型的激波损失；（4）新的动强度考核准则，对高阶振型的安全性作出评估。1.3 本课题设计意义 本课题设计了一台300mw的中间再热式汽轮机，在设计过程中我参考了以前的设计数据，同时参考了当前汽轮机的最新进展。针对当前节能减排的要求，对低压缸的末几级叶片采用技术成熟的长叶片，从而尽量提高汽轮机的一次能源利用效率。在设计的过程中避免了同类型机组

8、给水回热系统的缺点，优化了给水回热系统。通过对本课题的设计，使我加深了对汽轮机原理的认识，也熟悉了整台汽轮机的设计过程，为我以后的创新打下了良好的基础。虽然这次的毕业设计课题比较传统，汽轮机设计的方法是不变的。同时通过本课题的设计也让我了解到了当前国内外汽轮机的发展现状。1.4 论文研究内容本论文主要设计了300mw双缸双排汽，高中压缸合缸，低压缸双流程的反动凝汽式汽轮机，目前在国内是主流的汽轮机机型。本机组的特点是采用一次中间再热提高机组的发电效率；通过八级抽汽加热给水提高给水温度，从而提高机组的效率。本机组在设计工况下的热耗率是7955.11kj/（kw.h），汽轮机机组的绝对电效率是45

9、.25。故本机组在设计上是安全、经济的。 本机是300mw双缸双排汽反动凝汽式汽轮机设计，主要包括以下内容：（1）透平机械的热力计算；（2）通流部分计算；（3）汽轮机热力系统设计；（4）总体结构设计。其中，热力计算主要计算各缸的焓降和加热器抽汽点参数；热力系统设计通流部分主要完成叶片尺寸的计算和校核；热力系统设计部分对整机的热力系统进行了粗略的设计，涉及主蒸汽及再热系统、回热系统等；总体结构设计则对汽轮机各部件的选材、选型等进行了分析。因此，根据这些部分的设计和计算，可以确定型汽轮机各部分的几何尺寸及其他额定工况下的气动参数和热力计算。完成本毕业设计题目关于n300-16.7/537/537汽

10、轮机的热力系统设计和结构设计的要求。 n300型汽轮机采用一次中间再热，也就是新蒸汽经高压缸做功后，再放回到锅炉中，加热后，再进入中压缸在额定工况下，高压缸排汽压力为3.62mpa，温度为347，经再热器后压力降为3.26mpu，温度升高到537，回到汽轮机中压缸继续做功。采用中间再热后可降低低压缸末级排汽温度减轻末级叶片水蚀程度，为提高蒸汽初压创造了条件，从而可提高机组内效率，热效率和运行可靠性。在同样的初参数条件下，再热机组一般比非再热机组的热效率提高4左右。而且由于末级蒸汽湿度较非再热机组大大降低，因此，对阻止汽轮机组低压末级叶片水蚀特别有利，提高了机组的可靠性，但采用中间再热后，将使制

11、造复杂，成本升高。本30mw汽轮机的通流部分由高、中、低三部分组成，共有35级，除高压调节级为冲动级外，其中34级均为反动级。高压部分有1个单列调节级和11个压力级；中压部分有9个压力级；低压部分为两分流式，每一分流有7个压力级，两个分流对置在低压缸中。通流部分的详细计算可参照附表格。 本机组可以参加一次调频，调节系统的速度变动率、迟缓率等性能良好。机组全甩负荷时能维持空转，本机组还装备了各种保安设施。本300mw汽轮机完成了毕业设计中要求的热力系统设计和结构设计。而且按照现代汽轮机的发展要求，达到了良好的安全性和经济性。具体设计请参照相关章节。 2 热力系统设计2.1 机组的主要技术规范1、

12、主要的技术规范9（1） 型号 n300-16.7/537/537型（2） 形式 亚临界、一次中间再热、单轴、双缸双排汽反动凝汽式汽轮机（3） 额定功率 300mw（4） 保证最大功率（t-mcr） 326mw（5） vwo5op工况功率 329mw（6） 主汽阀前额定蒸汽压力 16.7mpa（7） 主汽阀前额定蒸发温度 537（8） 再热汽阀前额定蒸汽压力 3.26 mpa（9） 再热汽阀前额定蒸发温度 537（10）额定转速 3000r/min（11）旋转方向 自机头往发电机方向看，为顺时针方向（12）额定冷却水温 25（13）维持额定功率的最高冷却水温度 35（14）额定排汽压力 0.00

13、54mpa（15）维持额定功率时的排汽压力 0.012mpa（16）额定工况时汽轮机主蒸汽流量 921.4t/h（17）额定工况时再热蒸汽流量 744.3 t/h（18）额定给水温度 272.5（19）回热系统三个高压加热器，一个除氧器，四个低压加热器，共8段回热抽汽（20）额定工况下净热耗率 7955.11kj/（kw.h）（21）汽轮机级数 35级 高压缸 调节级+11个反动级 中压缸 9个反动级 低压缸 27个反动级（22）配汽方式 喷嘴配汽（23）给水泵驱动方式 小汽轮机（24）制造厂家 上海汽轮机厂注：本设计的压力值均指绝对压力2、机组的主要热力工况设计要求（1）额定工况：汽轮机在额

14、定进汽参数、额定排汽压力、补水率为0、回热系统正常投运的条件下，能发出的额定功率为300mw，进汽量为921.4t/h，保证热耗率为7955.11kj/（kw.h）。（2）夏季工况：在额定进汽参数、排汽压力为12kpa，补水率为3条件下，能保证发出额定功率为300mw，进汽量为985t/h，热耗率为8386kj/(kw.h)。机组允许的最高排汽压力为18.8kpa。（3）阀门全开工况（vwo）：在额定进汽参数、额定排汽压力、补水率为0、回热系统正常投运的条件时，调节汽阀全开工况下，最大进汽量为985t/h，功率为315mw。（4）vwo5op超压工况：蒸汽参数为17.5mpa/538/538，

15、排汽压力为5.4kpa，补水率为0，阀门全开、回热系统正常投运时，机组的计算最大进汽量为1028t/h，功率为329mw。（5）当3台高压加热器全部切除后，在额定的进汽参数、额定的排汽压力、补水率为0的条件下，机组仍能发出额定功率。2.2 给水回热加热系统及设备机组的热力系统由主系统即给水回热系统和多个既独立又与主系统互相关联的辅助系统组成，主要包括阀杆及汽封漏汽、补充水、减温水、给水泵小汽轮机，以及厂用汽等。本机组的具体热力系统设计见附图4。汽轮机的热力系统的热力计算的基本任务就是确定抽汽参数。根据给定的蒸汽及汽轮机的初参数，参考母型汽轮机的某些参数和学过的专业知识，初步确定所设计汽轮机的回

16、热抽汽级数、流量和再热流量，最后进行校核。本文正是按照这样的步骤确定给水回热系统各参数。从汽轮机某些中间级后抽出部分做功的蒸汽进入若干换热器，逐渐加热给水和主蒸汽给水，不进入凝汽器。这部分抽汽的热量用于加热给水，热焓被充分利用，而不被冷却水带走，使汽轮机的冷源损失减少了，循环效率可显著提高。在采用回热抽汽后，汽轮机主蒸汽参数，排汽压力和功率不变的情况下，可使进汽量增加，排汽量减少，有利用于提高汽轮机的内效率。采用回热加热后，汽轮机的总汽耗量增大了，而汽轮机的每千克新蒸汽所做功减少了，而热耗和煤耗的下降是因为冷源损失减少使给水温度提高，而衡量循环热经济性好坏的指标是汽轮机的热耗率和发电厂的煤耗率

17、，所以采用回热加热系统后的热经济性提高了。另外，采用回热加热系统，可以提高锅炉设备的可靠性。所以现代大型汽轮机机组一般都采取回热加热给水系统。2.2.1 给水回热级数和给水温度的确定给水回热和热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，循环的热效率越高8。不同的回热级数，各有一个最佳给水温度，在此温度下，循环效益最大。回热级数越多，最佳给水温度越高。给水温度提高后，使锅炉设备投资增多或锅炉排烟温度升高而使锅炉效率降低。增加回热级数不但设备投资及维修费用将随之增加。而且随回热级数增加，热效率的相对增加减少。因此，过多的回热级数和过高的给水温度也是不利的。实际采用的最有

18、利的给水温度要低于最佳给水温度，这是因为给水温度不仅与循环效率有关，而且还影响装置的技术经济性。因此，实际采用的给水温度，需要根据热经济性与装置的技术经济生综合分析比较才能确定。通常给水温度大约为蒸汽初压下饱和温度的65%-75%，常用的给水温度，回热级数见表21。表2-1 汽轮机系列参数表蒸汽参数初压mpa1.32.43.59.013.016.523.5初温340390435535535/535565/565540/540背压kpa7.87.87.85.14.83.243.43功率范围mw0.751.52.54.56255010050200300600800回热系数2344556677878

19、给水温度104150150170210230230250270275270275对于本n300mw型汽轮机组，参照同类机组可选取给水温度tfw为272.5，回热级数n为8级，从而确定热力系统及结构任务书。任务书：300mw汽轮机热力系统及结构设计初温：537初压：16.6mpa再热温度：537背压：5.4kpa给水温度：272.5回热级数：8级2.2.2 回热加热器形式确定回热加热器按汽水传热方式不同，可分为表面形式和混和式两种，目前火力发电厂除了除氧器采用混合加热器外，余者均为表面式加热器。根据加热器在系统中的位置和压力不同，又分为高压加热器和低压加热器两种。在承受给水压力下工作，置于给水泵

20、与锅炉之间的加热器称高压加热器；在凝结水泵出口压力下工作，置于凝结水泵与除氧器之间的加热器称为低压加热器。无论是高压加热器还是低压加热器均属压力容器。本机组采用8级回热抽汽，根据抽汽段数采用混合式加热器作为除氧器和七台表面式加热器。其中低压加热器4台，高压加热器3台，除除氧器外均有疏水冷却器一台。一段抽汽从第8级后抽出，供1号高压加热器。二段抽汽从第12级后抽出，即从高压缸排汽管引出，供2号高压加热器。当高压加热器发生故障时，为有效地冷却外缸，将二段抽汽引至再热器冷段。三段抽汽从第17级后抽出，供3号高压加热器。四段抽汽从第21级后抽出，即从中压缸排汽管引供出，供除4号除氧器外，还为驱动给水泵

21、供汽。五段抽汽从第30级后抽出，供5号低压加热器六段抽汽从第25级后抽出，拱6号低压加热器。七段抽汽从第26、33级后抽出，供7号低压加热器。八段抽汽从第27、34级手抽出，供8号低压加热器。注：级数从调节级算起，即调节级为第1级。低压缸级数从中部开始算起，先中压缸侧，后电机侧。2.2.3 热力系统的热力计算1、高压缸部分主蒸汽压力po=16.7mpa，参考参考文献9知：高压缸的进汽损失，故高压缸进口压力。由，t0=537，查h-s图，hi0=3395.78kj/kg。因为高、中压缸分缸压力一般为入口压力的18%26%，所以选取排汽压力为 mpa。由mpa等熵，查h-s知 kj/kg故h01

22、= h0 - hhs =3395.78 2981 = 415kj/kg。初步估计高压缸效率为1 ，则实际焓降为：kgkj/kg由以上数据，可画出高压缸近似膨胀过程曲线如图2-1。2、中、低压缸部分如第一部分所述，高压缸排出蒸汽通过再热器后压力降为3.26mpa，温度升高为537。选取再热损失p9.58%3，所以pzr=(1-p) pzh =90.42%3.62=3.272mpa。考虑中压缸进汽损失，有pi(1-1.74%)pzr=(1-1.74%)3.282mpa。由tzr=537，查h-s图可知， hzr=3537.7kj/kg，中压缸效率可初步估计为hoim=90%，将中压缸分缸压力选为入

23、口压力的25.5%，中压缸的排汽压力为pzi=25.5%pi=25.5%3.224=0.81mpa。由pzi=0.81mpa等熵，查h-s图，知hzs=3106.7kj/kg，h02=hzs=3537.7-3106.7=431kj/kg实际焓降hi=hoimh02=90%431=387.9kj/kg，所以蒸汽通过中、低压缸间的管道时，压力将会降低，取低压缸进汽损失p=2% pzi，则低压缸进汽压力：pl=(1-p) pzi=(1-2%)0.81=0.80mpa由排汽压力pk=5.4kpa，等熵查h-s图可知，hks=2273.8kj/kg，所以：h03=h2-hks=hzr-hi-hks=35

24、37.7-387.9-2273.8=875.3kj/kg。初步估计低压缸效率=87%，则低压缸实际焓降：=87%875.3=761.51kj/kgs。由以上所求出的各点参数值，便可画出中低压缸近似膨胀过程曲线。综上可估计汽轮机的膨胀过程曲线。见附图1=3537.7-387.9-761.51=2388.3kj/kg3、确定各级轴汽点参数（1）由汽轮机背压p c=5.4kpa，查饱和水蒸汽与饱和水表，在此压力下，饱和水蒸汽温度=34.2，设过汽度为1，则冷凝器出口温度tk=34.2。在冷凝汽力，排汽在恒压下将汽化潜热传递给冷却水，不考虑蒸汽在冷凝器冷却管间的冷阻影响则可得凝结水的参数。压力为5.4

25、kpa，温度为36，对应焓值tk=143.5kj/kg，给水温度为272.5，按饱和水考虑，查饱和水与饱和水热汽表可得：=1197.2 kj/kg 则理论给水焓升r=-=1197.2-143.5=1053.7 kj/kg（2）各加热器给水焓升分配选择给水温度和加热级数后，合理确定热力系统及其给水焓升分配原则，对经济性和运行的可靠性有较大的影响。通常对于非有再热机组，给水回热系统多采用等焓升分配原则。但对于中间再热式汽轮机，应考虑再热后蒸汽从焓值提高对给水回热的影响，往往使一个加热器的抽汽来自再热的冷端，并使该级给水焓升增大，约为再热后一级的1.51.8倍，从降低再热后回热抽汽压力，增加抽汽作功

26、量，再热后各级给水加热一般也采用等焓升分配原则。在实际回热加热系统中，还应考虑除氧器的定压运行情况及加热器生产情况，热力系统的布置方式等因素。对于本n300一次中间再热式汽轮机组，参考同类机组9，考虑了生产实际中所遇到的各种因素的限制，将加热器参数汇总见下表（表2-2）表2-2 回热加热器参数汇总表 参数加热器出口给水焓出口给水温度传热端差抽汽饱和水温抽汽饱和水焓对应的抽汽压力实际抽汽压力抽汽点焓值gj11193.4272.5-1.6270.91205.75.626.33137.5gj21044.824102411046.73.4583.6243020gj3858.5199.60199.684

27、3.91.511.723325gj4712.2168.40168.4718.70.7940.813129.4gj5559.71332.8135.8570.40.340.34072930.1gj6435.4103.72.8106.5444.40.1270.1172754.2gj7351.283.62.886.4349.540.06340.05892635.6gj8258.161.42.864.2254.20.02480.02362508.14、热平衡计算（1）估计总进汽量d0 （2-1）其中额定电功率机构效率汽轮机组相对内效率发电机效率m抽汽量增加系数h0汽轮机整机理想焓降d0漏汽量和汽水损失对

28、于本n300型机组，各参数取值如下：nel=300000kw,=0.995，m=0.8855，el.g=0.987；对于中小功率机组d（0.03-0.05）d0，取d0.03d0；又对于再热机组，m1.11.25，所以可选m1.248；从而h0h01h02h031722.4kj/kg，则 t/h。5、对各级加热器进行热平衡计算，确定各级抽汽量热平衡计算的目的是：确定热力系统各部分蒸汽和水的参数和流量，机组的功率、汽耗和热耗。计算主要是根据各加热器的流量平衡方程式和热量平衡方程式，以及通流部分的能量方程式进行的。计算过程中以汽轮机进汽量求解功率，然后校核功率，按所得的功率修正进汽量，反复进行多次

29、热平衡计算，逐步逼近给定功率。汽轮机段流量及功率具体计算如下表2-3所示：表2-3 汽轮机段流量和功率校核计算表序号项目符号与公式单位加热器编号主汽阀调节级汽室121抽汽（漏汽）压力pempa16.711.776.33.6242抽汽（漏汽）热焓hekj/kg33963319.631383018.93抽汽（漏汽）前可用焓降hij=ho-hekj/kg076.2258.3376.94回热抽汽量de103kg/h0065.4473.245漏汽入加热器量dge103kg/h-0006漏汽量dg103kg/h-1820.50.1111.27小汽机进气量dp103kg/h00008抽汽和漏汽总量df=de

30、+dge+dg+dp103kg/h0.5320.565.4482.649抽汽和漏汽所做功率nif=0.2778*df*hifkw0433.9546968652.6410段流量di=d(i-1)-df(i-1)103kg/h911909.97889.5824.0311段可用焓降hij=hij-hij-1kj/kg076.2182.1118.612段内功率nij=0.2778di*hijkw0192634499627149.4续表2-3汽轮机段流量和功率校核计算表序号再热阀345678c13.2611.720.81070.34070.1170.05890.02360.0005423536.4332

31、53129.42930.12754.22635.62508.12345.53376.9583778.6977.91153.81272.41399.91562.5432.48 30.40 34.94 23.33 25.15 28.74 545.84 53.7111.0863.71010.197034.73814.631.9766.0234.935423.328425.1487928.73686545.8491528.665177.814279.89490.567477.358889.41111175.54236928.710741.39755.99724.02658623.065599.7362

32、574.5874545.8411206.1195.6199.3175.9118.6127.5162.6124328439341.636430.530446.119759.5620351.624655.756、功率校核汽轮机总内功率ni0.2778djhij=305.676mw机械损失nm1500kw汽轮机轴端功率neninm304.176mw机组电功率nelneg300.222mw验算误差： 故功率核核合格。机组电功率nel基本符合已定的计算功率，原先估计的进汽量正确。不用再修正进汽量。7、主要经济性能指标计算(1)汽耗率 (2)给水泵耗功 （2-2）为1kg给水焓升，=16.6kj/kg为给

33、水泵效率，=0.95故(3)发电机净功率： (4)热耗率： qd(t0-tfw)+（de/d0）*(hr-hk)=8032.1 kj/(kw.h) (6)装置效率：8、整机热力过程线图2-1 整机热力过程线3 通流部分设计3.1 透平的直径及级数确定（调节级除外）3.1.1 选定汽缸和排汽口数本n300型汽轮机组为单轴双缸双排汽，冷凝式再热汽轮机，其中高中压合缸。3.1.2 确定第一压力级平均直径和末级直径1、第一级平均直径 （3-1）对第一级静叶，参考同类机组，取参数如下：喷嘴流量：速比：x1=0.61转速：n=3000r/min部分进汽率：出口截面高度：流量系数：1=0.960出口角正弦值

34、：故2、高压缸末级平均直径高压缸末级平均直径 （3-2）对高压缸末级动叶，参考同类机组9，知：气体流量：取10.0，取0.004（余速动能损失系数）6在高压缸出口出口角接近90，取；h0t=h0-h调41572343kj/kg为高压缸的等熵焓降ve为末级出口气体比容，ve0.078m3/kg（调节级焓降h调98kj/kg,其效率在额定工况下90），故。参考同类机组：取d1=845mm，dz=1065mm。3.1.3 确定高压缸压力级的平均直径，速比和焓降的变化规律1、确定压力级平均直径的变化根据汽轮机原理所描述的蒸汽通道形状，确定压力级平均直径的变化规律，通常采用作图法。在纵坐标上任取长度为a

35、的线段bd（一般a=25cm），用以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。根据选择的通道形状，用光滑曲线将a、c两点连接起来。ac曲线即为压力级各级直径的变化规律。2、压力级的平均直径dm（平均）将bd线等分为m等分，取1、2、3m-1点。为了减小误差，建议6。从图中量出割断长度，求出平均直径为dm1014mm。dm（平均）=（ab+（1-1）+（2-2）+cd）/（m+1）*k ，式中的k 为比例尺。（见图3-1）图3-1 压力级平均直径变化曲线图3、确定速比xa=u/ca。参考同类机组，xa0.57，逐级增加。4、确定平均焓降己选平均

36、速比xa（平均）=0.62， 则ht（平均）=0.5*（*dm（平均）*n/60/xa（平均）233 kj/kg5、确定级数z=(1+)*htp/ht（平均）10.3取整为z=11级。式中ht(p)-压力级的理想比焓降，为重热系数，本机=0.05，将z取整。6、各级平均直径的求取求取压力级级数后，再将上图中bd线段重新分为(z-1)等分，如图所示。在原拟定的平均直径变化曲线上，求出各级的平均直径，如图3-2。 图3-2 各级平均直径大小7、各级比焓降分配根据求出的各级平均直径，选取相应的速比，求出各级的理想比焓降ht。ht=0.5*(*dm*n/60/xa)23.2 高压缸焓降分配参考以上数据

37、，参考同类机组。可将高压缸各参数列表如下：表31 高压缸比焓降分配表项目符号/单位1234567891011平均直径dm（mm）0.8450.8470.850.860.880.90.920.960.981.021.0速度比xa0.570.570.580.580.580.580.580.590.590.590.6理想比焓降ht（kj/kg）27.1127.2526.727.4328.429.731.332.234.4437.138.93.3 中低压缸的级数确定和各级焓降的分配重复上面的步骤，可得中、低压缸参数的汇总数据：中压缸：表3-2中压缸比焓降分配表 级数项目符号123456789平均直径d

38、m（mm）1.081.121.151.1651.191.221.251.281.3速度比xa0.580.590.590.590.590.60.60.60.6理想比焓降ht（kj/kg）42.7744.546.8748.150.351.053.5456.558.8低压缸：表3-3低压缸比焓降分配表级数项目符号1234567平均直径dm（mm）1.921.9351.95822.0522.2462.58速度比xa0.650.6460.6460.6460.6460.6460.648理想比焓降ht（kj/kg）107.637110.68113.3118.24124.4149.1195.56 级数项目符号

39、1234567平均直径dm（mm）1.921.9351.95822.0522.2462.58速度比xa0.650.6460.6460.6460.6460.6460.648理想比焓降ht（kj/kg）107.637110.68113.3118.24124.4149.1195.563.4 详细计算高压缸第一压力级3.4.1 高压缸第一压力级计算过程高压缸第一压力级详细计算过程如下表所示：表3-4高压缸第一压力级详细计算过程序号参数/符号单位公式结果1级进汽压力/p0mpa已知11.770 2级进汽比焓/h0kj/kg已知3308.300 3级进汽滞止压力/p00mpa已知11.770 4上一级余速

40、利用系数/1-选取0.000 5上一级余速损失/hc2kj/kg已知6.500 6上一级余速动能利用/hc0kj/kg1*hc20.000 7级进汽滞止比焓/h00kj/kgh0+hc03308.300 8本级比焓降/htkj/kg已知27.110 9本级滞止比焓降/ht0kj/kght+hc027.110 10本级平均直径/dmm已知0.845 11速度比/xa-已知0.570 12级的蒸汽流量/g0kg/s已知255.939 13平均反动度估算/m-选取0.450 14喷嘴理想比焓降/hnkj/kg(1-m)*ht14.911 15喷嘴滞止理想比焓降/hn0kj/kghn+hc014.91

41、1 16理想喷嘴出口气流速度/c1tm/s172.688 17实际喷嘴出口气流速度/c1m/s*c1t167.507 18喷嘴损失/hnkj/kg(1-2)*hn00.881 19圆周速度/um/s*dm*n/60132.732 20级的理想速度/cam/s232.852 21假想速度比/xa-u/ca0.570 22喷嘴等比熵出口焓/h1tkj/kgh0-hn3293.390 23喷嘴等比熵出口压力/p1mpa查焓熵图11.420 24喷嘴等比熵出口比容/v1tm3/kg查焓熵图0.027 25喷嘴前后压力比/n-p1/p000.970 26喷嘴出汽角/1选取15.000 27喷嘴出口面积/

42、anm2g*v1t/n/c1t0.041 28部分进汽度/e-无部分进汽1.000 29喷嘴高度/lnman/(e*dm*sin1)取整0.061 30喷嘴出口实际比焓降/h1kj/kgh1t+hn3294.271 31动叶进口汽流角/1tan-1c1*sin1/(c1*cos1-u)56.160 32动叶进口相对速度/w1m/s52.196 33动叶动能/hw1kj/kgw12/21.362 34动叶前滞止比焓/h10kj/kgh1+hw13295.633 35动叶前滞止压力/p10mpa根据h10,p1查焓熵图11.470 36动叶理想比焓降/hbkj/kgm*ht12.200 37动叶滞

43、止比焓降/hb0kj/kghb+hw113.562 38动叶出口理想汽流速度/w2tm/s164.692 39动叶速度系数/-由m和w2t查图0.938 40动叶出口实际汽流速度/w2m/s*w2t154.481 41动叶损失/hbkj/kg(1-2)*hb01.630 42动叶后压力/p2mpa根据h1,hb,和hb查焓熵图10.976 43动叶后比容/v2m3/kg根据h1,hb,和hb查焓熵图0.028 44动叶后比焓/h2kj/kgh1-hb+hb3283.701 45动叶出口面积/abm2g*v2/w20.046 46盖度/mm查盖度表3.000 47动叶高度/lbmln+取整0.0

44、64 48检验根部反动度/r-1-(1-m)*db/(db-lb)0.405 49动叶出汽角/2sin-1(ab/(e*dm*lb)15.832 50动叶出口绝对速度/c2m/s45.040 51绝对速度方向角/2tan-1w2*sin2/(w2*cos2-u)69.343 52余速损失/hc2kj/kg1/2*c221.014 53轮周效率比焓降/hu(无限长叶片)kj/kght0-hn-hb-hc223.585 54余速利用系数/1-选定0.000 55级消耗的理想能量/e0kj/kght0-1*hc227.110 56轮周效率/uhu/e086.997 57单位质量蒸汽轮周功/wukj/

45、kgu*(c1*cos1+c2*cos2)23.585 58轮周效率/uwu/e086.997 59两种轮周效率误差/u|u-u|/u*1000.000 60叶高损失/hlkj/kga/ln*hu0.619 61轮周有效比焓降/hukj/kghu-hl22.966 62轮周效率/uhu/e084.715 63叶轮因摩擦消耗的功率/pfkw1.07*dm2*(u/100)3/v263.860 64叶轮摩擦损失/hfkj/kgpf/g0.250 65隔板漏汽损失/hpkj/kg0.145 66径高比-db/lb13.203 67经验系数/t-查表0.230 68经验系数/2-查表0.946 69叶

46、顶漏汽损失/htkj/kg0.159 70漏气损失/hkj/kghp+ht0.304 71级内各项损失之和/hkj/kghl+hf+h1.172 72级的有效比焓降/hikj/kghu-h22.413 73级效率/ihi/e082.673 74级内功率/piskwg*hi5736.280 75级后滞止比焓/h30kj/kgh00-hi3285.887 76级后实际比焓/h3kj/kgh00-1*hc23285.887 3.4.2 高压缸第一压力级速度三角形高压缸第一压力级速度三角形如下图所示：图33高压缸第一压力级速度三角形图中：c1167.5m/s，c2=45m/s，u1=132.7m/s，u2=132.7m/s，w1=52.2m/s，w2=154.5m/s，。3.5 各压力级详细计算表格3.5.1 调节级详细热力计算表格表3-5 调节级详细热力计算表格序号参数/符号单位公式结果1新汽压力/p0mpa已知16.700 2新汽温度/t0已知537.000 3排汽压力/pcmpa