25mw凝汽式汽轮机组热力设计

1、毕业设计说明书25MW凝汽式汽轮机组热力设计学生：学号：陈淑婧122702420学 院：中北大学朔州校区专 业：热能与动力工程指导教师：X志香2016年6月3 / 4930MW凝汽式汽轮机组热力设计摘要本课题针对30MW凝汽式汽轮机组进展热力设计，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，并考虑汽轮机的构造、系统、布置等 方面的因素，以到达“节能降耗，保护环境的目的。本文首先对汽轮机进展了选型，对汽轮机总进汽量进展了计算、通流局部的选 型、压力级比焓降分配及级数确实定、汽轮机级的热力计算、漏气量的计算与整机 校核等。根据通流局部选型，确定排汽口数与末级叶片、配汽方式和调节

2、级的选型， 并进展各级比焓降分配与级数确实定； 对各级进展热力计算，求出各级通流局部的 几何尺寸，相对效率，实际热力过程曲线。根据热力计算结果，修正各回热抽汽点 压力到达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根本参数。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 tur

3、bine at rated power, to make it run with higher economic and to considered to steam turbine structure, system and arrangement and parts. So it can achieve "energy sav ing, en vir onmen tal protect ion" purpose.Determ in ati on of mach ine, firstly, the steam turbi ne for the selectio n of

4、the turb ine total in let were calculated through flow part of the selectio n pressure en thalpy drop distribution and series, steam turbine thermodynamic calculation, the leakage amount of calculation and check. According to the through flow part of selection to determine the exhaust port number an

5、d the last stage blades of steam distribution mode and regulatio n level select ion, and for differe nt levels of specific en thalpy drop distribution and the series of levels with a thermodynamic calculation for at all levelsthrough flow part of the geometry and relative internal efficiency, the ac

6、tual thermodynamic process curve. According to the thermodynamic calculation results, correction of regenerative extraction steam pressure to conform to the actual thermodynamic process curve, and repair Thermodynamic equilibrium calculation, analysis and determination of the basic parameters of the

7、 thermal design of the turbine.keywords:steam turbine, condensing type, thermodynamic system,thermodynamic calculation目录1 绪论 12 汽轮机根本参数确定 22.1 原始数据 22.2 汽轮机的根本参数确定 23 汽轮机总进汽量的初步估算 53.1 回热抽汽压力确定 53.2 热经济性初步计算 64 通流局部的选型 154.1 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 185 压力级比焓降分配及级数确实定 205.1 蒸汽通道的合理形

8、状 205.2 各级平均直径确实定 205.3 级数确实定与比焓降的分配 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 347 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 汽封直径确实定 387.4 整机校核 398 结论 40 致 41 参考文献 42I / 49II / 491 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 的开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

9、不断提高平安可靠性、耐用性和 保证运行方便的根底上，汽轮机是通过增大单机功率和提高装置的热经济性来开展 的，汽轮机的出现推动了电力工业的开展；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，那么需要装机近百台，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开展，电力需求突飞猛进，单机功率又开 场不断增大，陆续出现了 325600

10、MW的大型汽轮机；60年代制成了 1000MW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 为火力开展不可抗拒的开展趋势。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2。这就需要在额定功率下寻求适宜汽轮机， 使运行时具有较高的经济性，在不同工况下工作时均有比拟高的可靠性，满足经济 性和可靠性要求的同时需要考虑到汽轮机的构造、系统、布置、本钱、安装和维修 以及零件等方面的因素

11、，在确保汽轮机热力设计在适用性、 可靠性和经济性的前提 下，能到达“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开展。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开展与进步。2汽轮机根本参数确定2.1原始数据机型：25 MW凝汽式；蒸汽初参数：po=3.43MPa, to=435°C ；凝汽器出口压力：Pc=1.9kPa给水温度：tfw=160C；经济功率：Pc=1200

12、0kW;汽轮机转速：3000r/min ；汽轮机效率：0.8。2.2汽轮机的根本参数确定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MW0.751.536122550100125200300600> 600汽轮机设计时所依据的功率称为设计功率 ti ,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当负荷的变化而定。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

13、不同额定功率的设计功率额定功率W612 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构造强度时，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MW0.75，1.5，36，12，2550， 100125， 200300，600新蒸汽压力M

14、Pa1.273.438.8212.7 13.2316.1 16.66新蒸汽温度C340435535535550535550 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MPa0.0030.0040.0040.0050.0050.0060.0060.0070.0070.0080.0080.01 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

15、2调节抽汽式汽轮机除了能满足供电外，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MPa0.120.501.001.30调整围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液为经济，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.

16、353.438.8212.7413.2316.1716.6623.5新汽温度c390435535535/535533535563565回热级数133567787889给水温度c10515015017021023022025024527027030049 / 493汽轮机总进汽量的初步估算t/h式 3.1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升高时仍能发出设计功率的蒸汽裕量，通常取？D/D° =3

17、%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展。3.1回热抽汽压力确定1除氧器的工作压力给水温度因和回热级数因确定之后，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,我国定压运行的高压除氧器压力为 0.588MPa。2抽汽管中压力损失在进展热力计算时，要

18、求|不超过抽汽压力的10%,取=0.040.08,级间抽汽时取较大值，高中压排汽时取较小值3。3外表式加热器出口传热端差 0一般无蒸汽冷却段的加热器取TT|=35C ,有蒸汽冷却段的加热器取=1 2°C。4回热抽汽压力确实定在确定了给水温度E1，回热抽汽级数凶，上端差耳和抽汽管道压损凶等参 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凹 或温升 凶，这样就确定了各级加热器的给水出口水温。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

19、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展热平衡估算。额定功率为| 0|=25MW, 因 凹 =80%凹丄=80% I北I MW=20MW，新蒸汽压力岂=3.43MPa,凝结水 泵压头=1.18Mpa，射汽抽气耗汽量匚訂=0.5 t/h，抽汽冷却器蒸汽比焓降S =2302.7kJ/kgo1近似热力过程曲线的拟定在h-s图上根据新蒸汽压力 叵3.43MPa和新蒸汽温度 =435C确定汽轮机进 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=0.04 ,得调节级前压力I ,汽轮机级的理想比焓降等于1176.9kJ/kg,汽轮

20、机效率为80%,有效比焓降 为1000.365kJ/kg,排汽比焓降为 2303.835 kJ/kg,=2127.3kJ/k®2估算汽轮机的进汽量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=0.03D0 ；另外取tl =99.0%,目=97.5% 带入式3.1可得创=86t/h。蒸汽量包括前轴封漏气量=1.000t/

21、h ,待汽轮机通流局部有关尺寸 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0.118MPa,对应的饱和水温=104.25C。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，供应除氧器的回热抽汽压力一般比除氧器工作压力高0.20.3MPd5】本机采用70%负荷以下时除氧器与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_ =160C ,可得 高压加热器给水出口温度叵|=160C ,且除氧 器出口水温=104.25C，根据等温升等比焓升分配原那么得 g高压加热器给水温°C ,取为13

22、2.125;凝汽器压力对应下的饱和水温为16.7C，同理的低压加热器的出口给水温度，见表3.1。表3.1 25MW凝汽式汽轮机加热器汽水参数加加抽汽压力抽汽比焓抽汽管压损加热器工作压饱和水饱和水比焓出口端差给水岀口温度给水岀口比焓热器号回温度3力凶亘a凶(MPa)(kJ/kg)(%)(MPa)(C)(kJ/kg)(C)(C)(kJ/kg)H10.7622996.780.701165697.25160675.5H20.3612832.480.333137.125576.845132.125555.46Hd0.1422703.4170.118104.25437.30104.25437.3H30.0

23、252629.680.02363.475265.73360.475253.169由各加热器的出口水温 凶和出口端差凶得加热器疏水温度。查得丄对应的饱和压力E加热器的工作压力。考虑抽气管压损后，确定各级回热抽气 压力LI。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U，如图3.2h,kJ/kg 33003200310030002900280027002600250024003.432MPaoh0=3304.2435 C0.944MPa/300 Chi=2996. 70.361MPa185. 4Ch2=2832.40.142MPa115. 8Chd=2703.40.025MPa4"

24、;Ch3=2629.60.0019MP116.7 Cc hc=2531.42300L6.57.07.5S8.08.5 S,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计算 二I高压加热器凹=1.000t/h，凹 =0.77t/h，匡=0.5t/h。那么给水量为式 3.2式中：門为高压端轴封漏汽量，t/h ；I为漏入旦高压加热器的轴封漏汽量，t/h ；I为射汽抽气器耗汽量，t/h。由表3.1得给水出口比焙I- =675.5kJ/kg,抽汽比焓=2996.7kJ/kg,饱和水比焓£ =697.2kJ/kg,加热器进口水比焓三|=555.46kJ/

25、kg, 般加热效率=0.98，因此该级回热抽汽量为式 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。由表 3.1可得冋=2703.4kJ/kg 回=437.3kJ/kgo列除氧器的热平衡方程式：式 3.4质量方程式：式 3.5整理后得： 1I 一 I 2由1和2联立解得：除氧器抽汽量凶为1.504t/h，凝结水量凶为76.018t/h o 低压加热器其热平衡见图 3.3b，查表 3.1、3.2 可得旦=266.1kJ/kg,匕=378.4kJ/kg叵=2629.6kJ/kg, =390.2kJ/kg回热抽汽量匕为:t/h式 3.6B-弋、与Da4i鳩b丨除氧器器热平衡图5流经

26、汽轮机各级组的蒸汽流量和功率计算调节级双列：查表 3.1、3.3 可 得："=86t/h，凰=3304.2kJ/kg,司=1.000t/h , j=2996.7kJ/kg,第一级组:式 3.7I =3098.1kJ/kg,t/h式 3.8其它级计算方法与第一级组一样。整机功率:kW6汽轮机的热经济性计算机械损失:汽轮机轴端功率:3.10发电机功率:式 3.9式式 3.11由此可见，符合设计工况=20000kW的要求，说明原估计的蒸汽量正确假设功率达不到设计要求，那么需修正蒸汽量并重新进展计算，直到到达为止汽耗量:式 3.12不抽汽时回热抽汽停用估计汽耗量:汽轮机的汽耗率:汽轮机的绝对

27、电效率：-=-表3.2各级加热器回热抽气量的计算数据单位回旦u给水量凶t/h86.27凝结水量3t/h76.018实际抽气量Tt/h5.1942.7841.504计算抽气量上t/h3.957上级加热器疏水相当量国t/h0.313上级加热器漏气相当量t/h0.86表3.3流经汽轮机各级组的蒸汽流量及其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功率蒸汽流量D868579.80677.02275.51871.62867.60121550t/h功率kW49923.5239436422760154829213361表3.4 25MW凝汽式汽轮机热平衡计算数据汽轮机初压叵MPa

28、3.43射汽抽气器汽耗量AECjt/h0.5汽轮机初温C435射汽抽气式比焓量 hjkJ/kg2302.7汽轮机初比焓叵kJ/kg3304.2汽轮机总进汽量回t/h86工作转速Nr/min3000前轴封漏汽量亘t/h1冷却水温|C15流入蒸汽器蒸汽量St/h67.601汽轮机背压ITMPa0.0049/0.0047凝汽器出口水温nC31.80抽气冷却器出口水温叵C34.80给水泵压头MPa6.27凝结水泵压头SMPa1.18表3.5热平衡计算数据加热器S亘a加热抽汽抽汽压力MPa0.7450.3610.142抽汽比焓ykJ/kg2996.72832.42703.4加热器压力MPa0.7010.

29、3330.118凝结给水凶下饱和水温叵C164.17132.42104.25凶下饱和水比焓kJ/kg693.6556.6437.01kg蒸汽的放热量kJ/kg2303.12275.82266.4被加热的凝结水量凶t/h86.27086.27076.018加热器进口水温C132.125104.2560.475加热器进口水比焓凶kJ/kg555.46437.3253.169加热器出口端差C550出口水温C160132.125104.25出口水比焓akJ/kg675.5555.46437.3给水比焓量匡1kJ/kg135.9102.358.6抽汽量计算抽汽量百t/h5.1943.9571.967实际

30、抽汽量1-1t/h5.1942.7841.504表3.6汽机装置的热力特性数据排汽比焓kJ/kg2297.9发电效率0%97.5等比熵排汽比焓kJ/kg2127.3给水温度C160汽轮机效率%80给水比焓kJ/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，必须进展调整，通常需反复几次。表格中所有数据为已 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通流局部的选型4.1排汽口数与末级叶片凝汽

31、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。假设转速和初始参数一定，那么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 失大小及制造本钱等因素进展综合比拟后才能确定，通常可按下式估算排汽面积。x 式 4.1式中：可为机组电功率，kW；|口|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平安经 济运行。为

32、了减少汽缸数，采用高、中压局部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，并续进展蒸汽弯曲应力的校核。 新设计的末级叶片一般 应使径高比匚，轴向排汽速度 日三300m/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 通过其的蒸汽流量是不一定一

33、样的。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7: 双列级一般能承当较大的理想比焓降，约为160500kJ/kg单列级能承当的理想焓降比拟小，为70125kJ/kgo 双列级的效率和整机效率都比拟低，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，构造紧凑，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

34、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，在电网中承当尖峰负荷时，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，对于在电网中承当根本负荷的高参 数、大容量汽轮机，那么最好采用单列级。2理想比焓降的选择 理想比焓降目前国产汽轮机调节级理想比焓降选取围已经表达过了，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

35、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展选取。 选择调节级速比=1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 调节级速比选择围凶=0.350.44，双列级速比选择的围在=0.220.2 &低的反动度和小的局部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 级为局部进汽级，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I 一 1，一般在13%20%之间，当压力比归0.4时,-可在0.140.25之间选取。反动度

36、的分配以各列叶栅通道光滑变化为原那么，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|*| kJ/kgAb/AnAg/AnAB'An<20<0.551.501.552.352.503.403.802102990.350.551.531.592.402.603.453.803选择调节级几何参数 选择调节级平均直径选择调节级的平均直径时通常要考虑制造工艺。一般围选取为中低压汽轮机取 dm=10001200mm,高压

37、汽轮机取dm=9001100mm；单列级选取较想比焓降是可取 上线值；应选dm=1100mm。 调节级的叶形及几何特性调节级的叶型，特别是双列调节级的叶型，通常成组配套使用。字叶型是国 产汽轮机调节级最常用的叶型组合。表 4.2为常用的字双列调节级叶型的根本数 据。表4.2字双列调节级叶型工程型线出口角围进口角围相对节距相对面积比喷嘴TC-1A11耳140.700.751.00第一列动叶TP-0A14-162030-0.670.721.471.55导叶TP-2A19 222屈400.590.642.452.60第二列动叶TP-4A29-3145-60-0.500.562.503.80喷嘴TC-

38、1314卜170.700.751.00第一列动叶TP-2Q17202也 28一0.600.651.451.50导叶TP-3A23耳25勺30 45才0.560.632.352.45第二列动叶TP-5A31 - 344廻600.500.563.103.804.3压力级设计特点压力级一般是指调节级后的各非调节级。当调节级选定后，压力级前后的压力 及理想比焓降也就确定11。根据蒸汽容积流量在汽轮机各级中变化的大小， 可将压 力级分为三个级组：高压级组、中压级组、低压级组。1高压级组高压级组中蒸汽的容积流量及其变化都较小，级组通流局部的高度不大，几 何尺寸变化缓慢，其各级的能量损失中叶高损失所占比例较

39、大。通常采用较小的 平均直径dm和较小的喷嘴出口角3 11 °14°是为了减少叶咼损失。有的级米 用局部进汽是为了使叶高 Ln不小于1220mm。对大容量机组而言，为了保证必要的高度和强度，往往高压隔板和喷嘴会比拟 厚，这就导致喷嘴相对高度较小，端部损失较大。为了增加叶栅高度，我国汽轮机 的制造通过配加强筋来满足叶栅刚度与强度的要求。2中压级组中压级组工作在过热蒸汽区，不会产生湿汽损失，当蒸汽流过高压级组时膨 胀容积流量较大，导致各级叶高损失和漏汽损失变小，级组中各级效率较高，易 设计成为有适宜高度和光滑变化的通道形状。通常设计多级冲动式汽轮机，选取高、中压非调节级的速比为

40、回=0.460.50;为了保证设计工况下的叶片根部不吸汽不漏汽，通常选根部反动度3 =3%5%3低压级组低压级组指的是包括最末级在的几个压力级。为了能够适应蒸汽流量急剧增大 的要求，需同时放大低压级组的叶高和平均直径。该级设计需考虑的主要因素时， 力求将叶高控制在合理围，尽量时通道形状保持光滑变化。 通常采用以下措施保证 通道的光滑变化：逐级提高平均直径处的反动度12。当根部反动度为05%时末级平均反动度可达 30%50%或更大。 加大喷嘴与动叶的出口角。末级喷嘴出口角可达1820°。 选用较大的速度比。一般的冲动式汽轮机速度比叵|可在0.480.52围选取， 有时末级速度比可达0.

41、613。低压级组一般是在湿蒸汽区进展工作，为减少湿气损失和其给叶片带来的水湿破坏，这就要求非中间再热式汽轮机最终的蒸汽湿度不能超过12%。同时在设计时设置去湿装置和相应的去湿措施是非常有必要的。5压力级比焓降分配及级数确实定5.1蒸汽通道的合理形状冲动式汽轮机常用的蒸汽通道形状有三种：等根径、根径增大、根径减小。1等根径指的是蒸汽通道形状的根部直径相等整段转子最宜采用这种通道，其各级转子的平均直径是逐渐增加的，国产高参 数汽轮机的高压转子及大功率中间再热汽轮机的中压转子都是等根径的； 背压式汽 轮机由于排汽压力较高，容积流量变化较小，其通道形状通常也设计成等径的 14。2根径增大指的是蒸汽通道

42、形状的根部逐渐增大这种通道形状能够令高压级叶片加长， 低压级叶片减短，充分满足容积流量增加较 快的要求，主要应用于套装叶轮的转子和低压焊接的转子。为控制低压局部由于叶 片顶部扩严重而导致的流动损失，一般应是顶部扩角不超过 40°3根径减小指的是蒸汽通道形状的根部逐渐减小通道形状的平均直径虽然还在逐步增加， 但它的根部直径却是在逐渐减小，这 局部叶片根部流动条件较差，并且仅在低压局部采用。由于蒸汽流过汽轮机各级时的容积流量变化程度不一样，因此上述几种情况的组合通常为整台汽轮机的蒸汽通道形状。5.2各级平均直径确实定各级要有适宜的速比F是压力级中比焓降分配的主要依据，也是为了使通道 形状

43、光滑变化能够到达较高的能效率。所以除了考虑各级直径通道的光滑性选取 外，还要考虑其通用性。其中第一压力级平均直径影响较大。1第一压力级平均直径的估取第一压力级的平均直径的估取根据的事调节级和末级的平均直径。由于调节级 的局部进汽在工况变动时是变化的，与第一压力级的进汽不同，因此两级平均直径 是不同的，一般两级平均直径之差不小于 50100 mm。对于单缸汽轮机，它的首末 两级平均直径之比大于等于0.460.6,所以末级为通用叶型级可用第一压力级的平 均直径来估取末级直径。第一压力级的末级直径按下式进展估算式 5.1式5.1可根据喷嘴的流量方程，速度与速度比关系推导得出。用下面简化公式也可 以进

44、展平均直径估算式52查单列级速度比 Xa=o.35o.44,取 Xa=0.40;IkJ/kg式中：G为通过第一压力级的蒸汽流量，kg/s；n为汽轮机转速；耳为级理想比焓降；Xa为第一压力级速度比；ln为第一压力级喷嘴高度，估取时ln>0.0120.02；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为第一压力级局部进汽，尽量使 e=1需与叶高In相应估取；为第一压力级喷嘴出口角；丨第一压力级喷嘴出口理想比熔 m2/kg2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:式 5.3查表得,=67.601t/h =18.8kg/s,=0.0

45、150.025,取 =0.02,丄=90 ，=10,查 h-s 图得 =30 m/kg,=1000.365kJ/kg式中：为通过末级的蒸汽流量kJ/kg；回为末级动叶出汽角，一般取90 ;三为末级余速损失系数I W ， 一般耳=0.0150.025;1-1为末级动叶排汽比容m3/kg;石为末级径高比，三，对于小功率汽轮机尽量使0三812,因防止采用 扭叶片，大容量机组可取较小值，但一般>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一般为25cm）来表示第一压力 级至末级动叶中心之轴向

46、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, 般AB=LKI ,CD= I = |.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 律引。CD图5.1压力级平均直径变化规律5.3级数确实定与比焓降的分配1级数确实定 图中压力级的平均直径回将BD线段分为m等份m>5，量出图中各段长度，求出平均直径：式 5.4 压力级理想比焓降Id可由下式确定为:kJ/kg式 5.5 压力级组的级数可由下式求得结果取整：式中：冋 为压力级理想比焓降，取1176.9kJ/kg；式 5.6冋为重热系数，取0.05。重热系数 一般通过估取，

47、凝汽式汽轮机取丨，等级数确定后，用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拟与修正，将上述参数进展整理，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49.34873.39100.71216.18407.48573.521420.628各级比焓降的修正必须对分配的比焓降进

48、展修正的情况是在拟定的热力过程曲线上逐级作出各级理 想比焓降凶，当最后一级背压勺与排汽压力日不能重合。在拟定的热力过程曲线上，将经过修正后的各级比焓降进展分配，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计算所得的抽汽点压力相 比拟，看是否相等。一般难以完全吻合，需要进展适当的调整。调整时注意：除氧 器前一级的抽汽压力不能过高，否那么易引起给水在除氧器的自沸腾； 除氧器的额 定抽汽压力应大小其抽汽压力，以免负荷变化，不能保证其正常工作；满足给水温 度要求。调整好抽汽压力后，为了最后确定各级抽汽量和汽轮机各级组的蒸汽量，还需对回热系统重新计算。6汽轮机级的热力计算当确定汽轮机各级的蒸

49、汽流量和理想比焓降后，方可对各级进展详细的热力计 算，来确定级通流局部的主要尺寸、级效率、热力参数和功率。级热力计算的方法有两种，分别是速度三角形法和模拟法。一般用速度三角形 法，它以均匀一元流动理论作为理论根底，以平面叶栅的静吹分试验为依据，将平 均直径截面上的参数视为整个级的热力参数，通过根本方程和速度三角形确定级通 流局部的主要尺寸以及功率和级效率15。6.1叶型及其选择1叶片型线图及特性曲线叶栅中叶片的横截面形状称为叶型， 其周线称为型线16 o图6.1为汽轮机叶栅 参示图。图6.1汽轮机叶栅参示图2选择叶型和有关几何参数 叶型的选择气流在其出口处马赫数的.丨大小是喷嘴和动叶叶片型线的

50、选择依据。 单 列级大多数工作与亚音速围，选择带字母 A的亚音速叶栅是较为适宜的。不同的叶型有其相应的最正确出口角。出口角较小的叶栅适用于容积流量较小 的级，这样才能保证该级的叶片高度；出口角较大的叶栅适用于容积流量最大的级， 这样才能保证叶片高度增加过快。 叶片宽度和弦长的选择在选择喷嘴和动叶叶片宽度 bn、bb时，必须满足叶片强度的要求。叶片宽度 过大或过小将会造成材料的浪费或引起叶片的断裂。根据叶片的制造工艺和通用性的要求，通常一种叶型仅生产几档宽度供选择使用。所以需根据叶片长度估算，选 取某一档叶片宽度Bnl、Bb以及安装角.当叶片宽度与安装角确定之后，叶片 的弦长bn、bb也就确定了

51、。 相对节距和叶片数确实定选取喷嘴和动叶出口角国 的同时还需要对相对节距进展选择。 一定的叶型 对应有最正确的相对节距围，所以在选取相对节距时应在最正确围选取。将叶栅的各项几何参数选定后，可根据dn和db来确定喷嘴与动叶的叶片数，然后进展取整。然而从叶片强度考虑来考虑，通常叶片数为偶数。 气流出口角的选择喷嘴和动叶气流出口角I对叶栅的做功大小、通流能力、效率上下都有较大关系。根据级蒸汽容积流量的大小进展级的热力设计时，通常在以下围考虑选择出口角：高中压级1，双列级1，其后各列叶栅的出口角选择围为：当喷嘴出口气流速度超过音速时， 气流在斜切局部继续膨胀，气流方向发生偏转，此时出汽角为17式 6.1式中：目为喷嘴出汽角，通常可认为与喷嘴出口几何角il相等;-为气流在喷