600MW中间再热冲动式凝汽式汽轮机设计说明书

1、600MW中间再热冲动式、凝汽式汽轮机设计说明书目 录1 引言1汽轮机简介11.2 600MW汽轮机课程设计的意义1汽轮机课程设计要求：1设计原则12 热力设计12.1 设计参数的确定1蒸汽参数1给水温度与回热级数2再热压力、温度2汽轮机额定功率与经济功率2汽轮机转速：22.2 回热系统的拟定3高、低加个数的确定3关键点参数的确定3蒸汽的PV图及TS图4加热器各级焓升分配42.3 汽轮机进汽量的初步估算、各回热抽汽量的初步确定42.4 全机热力过程线的拟定62.5 设计工况下调节级的设计计算7 调节级型式及焓降的选择7 速比、平均直径的确定8 反动度的确定8 最佳部分进汽度的确定8 叶型的选择

2、9 调节级的详细计算102.6 非调节级的热力设计13非调节级的级数的确定13中压缸非调节级的相关参数确定及热力设计计算193 汽封系统的设计22通流部分汽封22轴端汽封23高压缸轴封23中压缸轴封23低压缸轴封23轴封系统24汽轮机轴封系统的设计绘制图244 汽轮机结构设计说明244.1 汽轮机进汽部分24汽轮机高压进汽部分24汽轮机中压进汽部分25高中压汽管26汽缸26 结构型式26 隔板和隔板套27滑销系统274.5 转子284.5.1叶轮28动叶片28联轴器2946 轴承29推力轴承29支持轴承30盘车装置305 总结31参考文献321 引言 汽轮机是以蒸汽为的旋转式热能动力机械，与其

3、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。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

4、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。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300MW600MW亚临界机组，同时要发展超临界机组。设计要求：1）汽轮机为基本负荷兼调峰运行2）汽轮机型式：冲动、一次中间再热、凝汽式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

5、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，绘图统一采用AutoCAD 2006绘图，提高计算的效率和准确性,计算表格和附图统一见附录。2 热力设计2.1 设计参数的确定根据设计任务中给定的已知参数，汽轮机热力设计基本参数的选取如下：蒸汽参数汽轮机进汽额定压力P0：16.7MPa；汽轮机额定温度t0：538； 汽轮机排汽压力给水温度与回热级数 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。给水温度为270左右。共8

6、级回热，3个高温加热器、1个除氧器、4个低温加热器。再热压力、温度 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 =538。在的条件下，最有利的中间再热压力约是新汽压力的16%26%。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=MPa再热压力损失=0.351MPa汽轮机额定功率与经济功率由于本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，因此，可选择确定汽轮机额定功率与汽轮机的经济功率相等

7、，即：P=600MW。汽轮机转速：我国电网调波为50Hz，发电机最高转速为3000rpm，故选取汽轮机转速为：3000rpm(偏差为3转)。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N600/538机组型式一次中间再热多级冲动式调峰汽轮机新汽压力新汽温度538排汽压力额定功率600MW额定转速3000rpm给水温度270回热级数8级回热，3个高温加热器、1个除氧器、4个低温加热器再热压力再热压力损失0.0351 MPa再热温度5382.2 回热系统的拟定高、低加个数的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，

8、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

9、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关键点参数的确定凝汽器出口压力和温度较大容量汽轮机的排汽管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，低压凝汽器出口压力0.004

10、5MPa，高压凝汽器出口压力0.0054MPa。由凝汽器出口压力查饱和蒸汽热力性质表可得：当=0.0045MPa时，,当=0.0054MPa时，。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MPa，参考同类型机组得：给水温度为270。除氧器出口工作压力和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MPa，由此查饱和水和饱和水蒸汽热力性质表，可求得： tcy=184。蒸汽的PV图及TS图 图2 P-V图及T-S图加热器各级焓升分配理论计算指出，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

11、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焓升（KJ/kg）1182016511316976941772.3 汽轮机进汽量的初步估算、各回热抽汽量的初步确定（1

12、）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=；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H-S图上查得各个点的参数，可得 kJ/kg3144.287+3535.334 kJ/kg kJ/kg+3200 kJ/kg2 kJ/kgkJ/kg汽轮机相对内效率，根据相关指标取为: =90%机械效率，参照国内同类型机组，可取为：=99%发电机效率，参照国内同类型机组，取：=99%解得： T/h（2）漏汽量的确定漏汽包括门杆漏汽和轴封漏

13、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3%；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抽汽点 （几级后）571

14、01213/2015/2216/2317/24抽汽压力MPa抽汽压损%55566655抽汽温度抽汽量Kg/h104423158868402006234496003431735172188561抽汽系数（3）热力系统平衡图的绘制（见附图1）2.4 全机热力过程线的拟定具有中间再热的凝汽式汽轮机，可以看作由两部分组成，即蒸汽初始状态到再热器前的高压部分和再热器后到排汽压力的中、低压部分，如图3所示：热力过程线拟定过程中相应参数的估定：首先选取高、中、低压缸各缸相对内效率为：=88%，=91%，=89%。 图3 中间再热机组势力过程曲线的拟定（1） 图中线1-2表示高压缸进汽机构中的节流过程，其节流

15、损失为： =5%=0.835MPa；（2） 线2-3表示高压部分膨胀过程，由于在高压过热区，各级效率变化不大，所以可近似以直线表示，线3-4表示中间再热器及再热冷热管道中的热力过程，此过程产生的焓降不能在汽轮机内部做功，形成了再热损失，其值取为：=10%Pr=0.351MPa;于是中压缸进汽压力为：= Pr-=3.159MPa;（3） 线45表示蒸汽进入中压缸时，其中压主汽阀和调节汽阀的压力损失为：=2% Pr=0.0702MPa(因为中压缸的调节汽阀只在低负荷时才动作，平时则处于全开状态，故节流损失较小，所以取为2% Pr。)（4） 线56表示中压缸的膨胀过程，可用凝汽式汽轮机拟定热力过程线

16、的方法确定。由于蒸汽再热后的温度与中压找的蒸汽排汽二度均比一般中压式汽轮机高得多，所以也高些，因此热力过程更接近于直线。一般在线56的中点处沿等压线下弯大约7KJ/kg，就可得近似的热力过程线。（5）汽轮机蒸汽的近似膨胀过程曲线（全机热力过程线）见附图2（A3图）2.5 设计工况下调节级的设计计算 调节级型式及焓降的选择（1）调节级的选型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

17、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。（2）调节级焓降的选择目前，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。参照课程设计指导书表3-5 国产机组单列调节级的主要参数，并做适当修正改进得本设计的相关主要参数如表4所示。 调节级主要参数的选取表4机组功率（MW）600喷嘴高度（mm）48动叶高度（m

18、m）50Sin1079 1取为12Sin20.4067 2 取为24面积比1600喷嘴叶型TC-1A动叶叶型TP-1A理想热降88.6（级效率为=0.75） 速比、平均直径的确定先取适当的速度比值，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0.45，或者更小。本设计中取小值，即：=0.4。平均直径：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

19、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：则：m/s. 反动度的确定由于调节级为部分进汽，其反动度要比全周进汽的级小，故对于单列调节级反动度取为：=0.05。 最佳部分进汽度的确定由可见，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。

20、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度的百分数，由于实际情况很少装有护套，故取=0。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0.95。 叶型的选择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

21、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=1823，出口角=1619，相对节距0.70。（1） 汽流出口角和的选择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。在高压级中，由于级的容积流量一般较小，为了减小端部损失，不应使叶片高度太小，往往选取出口角较小的叶型，通常取=1114；在汽轮机的中低压部分容积流量较大，为了减缓叶片高度的急剧增大，往往选择出口角较大的叶型，通常取=1317，但考虑到便于制造和维修，同一级段中选取相同的叶型。（2） 叶片数和叶

22、片高度根据喷嘴叶型TC-1A，并根据安装角，可根据叶栅气动特性曲线查得相对节距=；由于级的平均直径=1050mm。所以片数,其中：。同理，动叶则根据动叶叶型TP-1A，动叶片数也是用式计算。 调节级的详细计算（1）级的等熵滞止焓降 根据进口参数和，查焓熵图，而且由于调节级进口汽流速度很小，所以近似地认为, (kJ/kg)（2）调节级进汽量 其中就是前面估算的总的漏汽量；（3）喷嘴等熵出口参数、。 首先由求出喷嘴等熵出口焓值， (kJ/kg),由图，从进口状态p0,h0等熵膨胀到，查得等熵出口比容= (kJ/kg),出口压力=Mpa.(4) 喷嘴出口角1 根据喷嘴叶型表选择TC-1A喷嘴 ，出汽

23、角1=12(5) 喷嘴实际出口焓 = (kJ/kg)(6) 动叶等熵出口参数, (kJ/kg) 查得(7) 动叶速度系数和动叶流量系数 参考汽轮机教科书P15和P11可得： =0.915， （8）由，：m, = 0.0015m；/参考汽轮机教材表1-2叶高与盖度之间的关系如表5所示：叶高与盖度之间的关系（mm） 表5喷嘴高度50519091150150叶顶盖度2叶根盖度1直径之差（db-db）11112(9).喷嘴出口汽流速度 = (m/s) =m/s(10).喷嘴损失 =4.772 (kJ/kg)(11).喷嘴出口面积 =309.61()(12).部分进汽度 令使其一阶导数为零，即求y的极值

24、，得到 (13)喷嘴高度 47.6(mm) 取48（mm） (14).动叶高度 =50（mm） (15)求动叶进口汽流相对速度和进汽角12 m/s20.53(16)动叶前蒸汽参数 由和查焓熵图得到：12.9974MPakJ/(kg.k)(17)动叶理想比焓降和动叶滞止理想比焓降 =(kJ/kg) 32.07(kJ/kg)(18)动叶出口汽流相对速度 = (m/s) =2 (m/s) （其中由m和w2t 查图得到）(18)动叶损失 = (kJ/kg) (19)动叶出口面积 530.89 因未靠考虑叶顶漏气,故Gb=Gn(20)动叶出口汽流角2约比1小36，选根据1和2和动叶叶型表选取动叶叶型为T

25、P-1A型(21)动叶出口汽流绝对速度和出汽角2 m/s(22)余速损失 (kJ/kg)(23)轮周有效比焓降71.684 (kJ/kg)(24)级消耗的理想能量 kJ/kg 其中1为余速利用系数，这里取1（24)叶高损失 kJ/kga取，这时不需对扇形损失作另外的计算( 25)叶轮摩擦损 kJ/kgGb取为与Gn相等，忽略漏汽( 26)部分进汽损失 kJ/kg式中，由于一般不使用护罩，故eh=0，Ce取，Be取5，喷嘴组数Sn取为4(27)隔板汽封漏汽损失和叶顶漏汽损失Gp为隔板漏汽量，Gn为通过本级的蒸汽流量 (28)不包括漏汽损失时的级的有效比焓降 kJ/kg(29)级的有效比焓降hih

26、i=- kJ/kg(30)级的相对内效率 (31)级的内功率 kW（32）计算详细结果列表于调节级热力计算汇总表中(见附表1)(33) 调节级速度三角形的绘制（见附图2）2.6 非调节级的热力设计影响汽轮机机组效率的主要因素之一是流过该级的蒸汽容积流量的大小。而按这个大小可以将其分成三个不同的级段：高压段，中压段，低压段；但是实际中，根据机组容量的大小这三个段可以同时出现，也有可能只出现其中的一部分。而且这三段的界线也不是绝对明显的。 在热力设计中，通流部分的通常采用以下三种流通部分形状，由于本设计机组是基本负荷运行的机组，要求的经济性，基于以上特点，本设计机组采用（b）图所示的通流部分形状（

27、a) (b) (c)非调节级的级数的确定 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：2395mm期望取90度，-余速损失系数。一般在0.015-0.03之间，这里取-排汽比容，在拟订的热力过程线上求得：-径角比，根据机组容

28、量大小选择，取-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，=/s根据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）1050980110012501510163023952各缸非调节级级数的确定（1）汽轮机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

29、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。该部分的设计本人在CAD上完成，这样做的效果比人工手描要精确得多。具体CAD绘图的过程见附图3和附图4。a.高压缸级数的确定：做平均直径变化规律图见附图3级数（m+2=7）高压缸各级平均直径的拟定表7级娄AB1-12-23-34-45-5CD直径9801100速比求各缸各级的平均直径1029mm 本汽缸各级的平均焓降的确定 级的理想焓降可用下式确定：对于n=3000r/min的汽轮机，上式可化为 =49.3 KJ/Kg各汽缸的级数高压缸级数的确定（各缸的直径变化见附图4 ） 6（级）重热系数取0.07（参照教材P

30、49：过热区较大，湿汽区较小）。 中压缸级数的确定（同高压缸计算方法一样） 中压缸各级平均直径的拟定表8级数AB1-12-23-34-45-5CD直径125013401510速比1334mm5（级）低压缸级数的确定（同高压缸计算方法一样）中压缸各级平均直径的拟定表9级数AB1-12-23-34-45-5CD直径16302395速比Xa0.611964mm=151.59 KJ/Kg8（级）(2)在求到Z后，将BD线分为Z-1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，以直径和速比为准，分配焓降。并对焓降进行修正。按中压缸非调节级的焓降分配。按上述作法，将重新量得的数据列

31、于表10当中: 中压缸各级平均直径的修正表10级数89101112直径12501510速比 根据以上公式带入数据得根据以上求出的中压缸相关参数对中压缸进行焓降的分配：75.51 KJ/KgKJ/Kg75.23 KJ/Kg中压缸非调节级焓降分配表 表11级号7891011级的平均直径(mm)12501510焓降(kJ/kg)最后确定的焓降(kJ/kg)按上述计算方法，分别求高压缸和低压缸的焓降分配如表12和表13所示：高压缸非调节级平均直径及焓降分配 表12级号123456级的平均直径(mm)9805251100速比焓降(kJ/kg)最后确定的焓降(kJ/kg)低压缸非调节级平均直径有焓降分配

32、表13级号1213141516181920级的平均直径(mm)16308212395速比焓降(kJ/kg)176.77最后确定的焓降(kJ/kg)中压缸非调节级的相关参数确定及热力设计计算第一级的详细热力计算如下Excel表格所示：（各级的速度三角形见附图5）中压缸非调节级热力计算序号计算项目符号单位来源或计算公式调节级备注喷嘴部分计算1第一级的滞止理想焓降kJ/kg由经标定后h-s图上查得2平均反动度参照同类机组选取3喷嘴滞止理想比焓降kJ/kg4喷嘴理想出口气流速度m/s5喷嘴实际出口气流速度m/s=这里喷嘴等比熵出口参数6喷嘴等比熵出口焓值kJ/kg7喷嘴等比熵出口压力MPa根据出口焓值

33、在h-s图上查取8喷嘴等比熵出口比容m3/kg根据出口焓值在h-s图上查取9喷嘴出口角根据喷嘴选型,选取20sin10隔板漏汽量kg/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kg/s=-G此处Go为调节级动叶出口流量12喷嘴出口面积13假想速比选取14级的假想速度m/s15级的圆周速度m/s16级的平均直径mm由于与相差不大,计算中往往取二者相等17部分进汽度e原则性试算选取为了减少叶高损失,提高某些高压级效率,原则性试算选取18喷嘴高度mm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114mm19喷嘴损失kJ/

34、kg20喷嘴出口比焓值kJ/kg速度三角形计算21动叶进口相对速度m/scos 22动叶进口角23动叶出口理想相对速度m/s24动叶出口相对速度m/s动叶速度系数25动叶出口角2选取2约比1 小36, cos26动叶绝对出口速度m/s156. 8427动叶绝对出口角动叶等比熵出口参数28动叶等比熵出口焓值kJ/kg根据动叶出口状态点在h-s图上查取30684929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30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31动叶出口面积,不考虑叶顶漏汽32动叶高度近似取t取1.5,各项损失33动叶损失kJ/kg34余速损失kJ/

35、kg35轮周有效比焓降kJ/kg36级的理想可用能kJ/kg余速利用系数 =137叶高损失kJ/kga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/kg39级的有效比焓降kJ/kg40隔板汽封漏汽损失kJ/kg41叶顶漏汽损失kJ/kg级的计算级内各项损失之和kJ/kg+42级的有效比焓降kJ/kghi=-43级相对内效率44级的内功率kW中压缸其他非调节级的热力计算与调节级计算类似，详细计算结果如附表2所示。按照附表2的计算结果可得：中压缸的总功率：( kw)中压缸的相对内效率：参照其他同学高、低压缸的功率可估算本机组全机总功率如下:全机总功率：139449.6674+107

36、357.37+89397.24074 604396(kw)3 汽封系统的设计汽轮机级内，主要是在隔板和主轴的间隙处，以及动叶顶部与汽缸（或隔板套）的间隙处存在漏汽。此外，在汽轮机的高压段或高压缸的两端，在主轴穿出汽缸处，蒸汽也会向外泄露，这些都将使汽轮机的效率降低，并增大凝结水损失。在汽轮机的低压端，因为汽缸内的压力低于大气压力，在主轴穿出汽缸处，会有空气漏入汽缸，使机组真空恶化，并增大抽汽器的负荷。汽封按其安装位置的不同，可分为通流部分汽封、隔板汽封、轴端汽封。汽封的结构型式有曲径式、碳精式和水封式等。现代汽轮机均采用曲径汽封，或称迷宫汽封，其结构型式有梳齿形、J形、枞树形。基于本机是带基本

37、负荷运行的，主要考虑的经济性；本着这样的思想，在该设计中使用布莱登汽封。它的优点主要有： （1）减小了汽封环后背弧在槽道内的轴向宽度，减轻了汽封环的锈死危害； （2）汽封环进汽侧中心部分加工有进汽槽，使蒸汽直达汽封环后背弧； （3）在汽封块端部加工了弹簧孔； （4）取消了传统背撑弹簧式汽封后背弧的弹簧压片。 由此可见，该汽封对于提高机组的经济效益是非常有用的。3.1通流部分汽封 在汽轮机的通流部分，由于动叶顶部与汽缸壁面之间存在着间隙，动叶栅根部和隔板壁面之间也存在着间隙，而动叶两侧又具有一定的压差，因此在动叶顶部和根部必然会有蒸汽的泄露，为减少蒸汽的漏汽损失，装有通流部分汽封。 通流部分汽封

38、包括动叶围带处的径向、轴向汽封和动叶根部处的轴向汽封。为减少叶片上部和下部的漏汽，需将动静叶间轴向间隙减小，但间隙过小，不能适应较大的相对膨胀，为此冲动式汽轮机隔板因前后压差大，轴向间隙需设计小些，其围带汽封径向间隙一般设计为左右，围带汽封和动叶根部处汽封的轴向间隙达左右 为了提高汽轮机的效率，应尽量防止或减少漏汽现象。为此，在转子穿过汽封两端处都装有汽封，这种汽封称为轴端汽封，简称轴封。本机组轴封采用梳齿形曲径式轴封。高压轴封是用来防止蒸汽漏出汽缸，而低压轴封是用来防止空气漏入汽缸。级的轴向和径向间隙如表14所示：级的轴向和径向间隙（mm） 表14喷嘴高度ln50519091150150喷嘴

39、闭式间隙112233446动叶闭式间隙2总轴向间隙566778810径向间隙z轴端汽封p高压缸轴封本机高压缸轴封由轴封体、汽封环和转子上面的凸台三部分组成。后轴封有三个轴封体，最外侧的轴封体是用螺栓辐向固定在外缸的外端面上，中间的轴封体与外缸制成一体，轴封体内装有3圏汽封环。内侧的轴封体与内缸制成一体，轴封体内装有4圏汽封环。前轴封设有二个轴封体，外轴封体用螺栓辐向固定在外缸的外端面上，内轴封体利用外圆上的环形凹槽跨装在外缸的凸缘上。中压缸轴封中压缸两端的轴封对称布置，结构相同。中压缸轴封设有2个轴封体，外轴封体是用螺栓辐向固定在外缸的端面上，内轴封体嵌入外缸的轴封槽内。中压缸轴封 高低齿形式

40、，在内轴封体上装有4圈汽封环。低压缸轴封低压缸两端的轴封也是对称布置，结构相同。与高、中压缸轴封不同的是低压缸轴封的汽封环为斜平齿形式，所对应的转子部位为光轴，没有凸台，适合相对胀差较大的低压缸轴封。参照已有机组拟定出的轴封系统图，由于高压缸前端轴封漏汽压力，温度较高，为减少轴封漏汽损失，采用5段4腔室；相应中、低压缸后段轴封采用4段3腔室。两个汽封壳体之间，将漏出的一部分蒸气通过气缸上特制的孔抽出，通往相应压力的低压加热器以加热主凝结水，回收部分漏汽损失。汽轮机轴封系统的设计绘制图汽轮机轴封系统的设计绘制图见附图6。4 汽轮机结构设计说明4.1 汽轮机进汽部分汽轮机的进汽部分是指从进汽阀门到

41、时汽缸内的喷嘴蒸汽室这一段，它包括调节汽阀蒸汽室、阀门、导汽管等。该机组主蒸汽经位于汽轮机运行层下部的2个主汽阀和4个调节汽阀，由4根高压导汽管从高、中压缸的高压部分上下各2根进入高压缸。2个主汽阀的出口和4个调节汽阀的进口对接焊成一体，4个调节汽阀合用一个壳体。这些阀门由吊架支撑，布置于汽轮机1号轴承箱前下方的运行层之下。4.1.1汽轮机高压进汽部分1高压主汽阀和调节汽阀该机组高压主汽阀采用单座球形阀。其中一个主汽阀的主阀碟上钻有通孔，阀杆端部从孔中穿过，预启阀置于阀杆的端部，并采用螺纹、定位销与阀杆连成一体。主阀碟下游的阀座成扩展形状，作为主阀碟下游的扩压段。高压主汽阀的阀碟上下游处均设有

42、疏水孔，还设有阀杆漏汽孔。主汽阀进汽短管内，沿短管中心线纵向设有垂直于水平面的导流筋板。本机设有四个高压调节汽阀。四个调节汽阀合装在一个壳体中并与两个高压主汽阀焊接在一起，各调节汽阀的出口通过导管分别与高压缸的四个喷嘴蒸汽室相连接。四个高压调节汽阀都设有预启阀，用以减小提升力和启动时控制速度。阀座材料为30CrMoTv，阀门材料1Cr11MoV。图4 喷嘴调节汽轮机示意图.2导汽管和喷嘴室导汽管和喷嘴室是把从调节阀来的蒸汽送进汽轮机的部件。要求它们在高温条件下能够安全地承受工作压力，非汽流通道处有良好的密封性;导汽管与喷嘴室连接处能够自由地相对膨胀，喷嘴室与汽缸的配合既要良好对中，又能自由地相

43、对膨胀。该机组的4根进汽短管及4个喷嘴室以汽缸中心为对称中心，对称地布置于高压缸的上、下半。导汽管的进汽端以焊接的结构形式与调节阀出汽口相连接，出汽端钟罩形式外层管采用法兰螺栓的结构形式与高压外缸相连接，出汽端内层管与喷嘴室则用直接插入式，并用活塞环式的密封圈予以密封。带弹性密封环的直接插入连接方式，即能达到密封目的，又能保证短管与喷嘴室的对中和自由膨胀。调节级喷嘴分为4个喷嘴组，每个喷嘴室一个喷嘴组，每个喷嘴级有15个喷嘴，4个喷嘴组沿圆周方向整圈布置，焊接在喷嘴室出口侧的圆周上。导汽管的材料为10CrMo910，喷嘴室的材料为ZG20CrMo1V。汽轮机中压进汽部分1中压联合汽门中压主汽阀

44、与中压调节汽阀组合成一体就称为中压联合汽门。中压主汽阀属保护装置，它不参与负荷调节，其阀门位置只有全开和全关两个位置。该机组中压联合汽门为立式结构，上部为中压调节汽阀，下部为中压主汽阀，两阀合用一个壳体和同一腔室、同一阀座，而且两者的碟呈上、下串联布置。中压调节汽阀的主阀芯呈钟罩形，其中央开有通孔，通孔上部即为预启阀的阀座，腔室内设有蒸汽滤网。中压主汽阀为单座球形阀，其阀芯位于调节汽阀阀芯的内部，且上下移动时不受钟罩式结构的限制，为了减小开启时的提升力，亦设有预启阀。簧关闭，4个阀上均没有预启阀。阀杆套向与阀壳的连接采用自密封结构形式。阀村套筒上开有漏汽子，主汽阀后的阀壳上还开有疏水孔。阀座材

45、料为2G15Cr2Mo1,阀杆材料为1Cr11Mo2.高中压外缸中部上、下、左、右共有4只高压进汽管和4只中压进汽管，分别通过弹性法兰固定在外缸上，高压进汽管内套管通过活塞环与内缸相连接，弹性法兰与内套管间有遮热筒，可以降低内套管内外温差，减小对弹性法兰的热辐射，上部进汽管有疏水管接口，这样的结构能吸收内、外缸及喷嘴室间的胀差。4.3汽缸4.3.1 结构型式该机组采用高中压合缸结构，由一个高、中压合缸和二个双流程低压缸构成。汽缸分为上、下两半，转子从其纵向中心贯穿而过。为使汽缸能够承受蒸汽压力，而且中分面处不发生泄漏，汽缸上、下半缸4.3.1.1 高、中压缸结构与支承高、中压缸均采用双层汽缸,

46、由内缸和外缸组成。内外缸均为合金钢铸造而成，由水平中分面分开，形成上、下缸，内缸在外缸的水平中分面上。高压外缸均由前后共四个猫爪支撑在前轴承箱上，猫爪由下缸一起铸出，位于下缸的上部，这样使支承点保持在水平中心线上。中压缸内缸支承在外缸的水平中分面上，采用在外缸上加工出来的一外凸台和在内缸上的一个环形槽相互配合，保持内缸的位置。中压外缸也以前后两对猫爪分别支撑在中轴承箱和1号低压缸的前轴承箱上。中压缸的导流环将进汽分开两股，分别流向中压缸的两边做功，导流环在水平中分面支撑在内缸上，其轴向是采用顶部和底部的定位销保持正确的位置。内缸材料为ZG20CrMo1V,外缸材料为ZG15Cr2Mo铸件。4.

47、3.1.2低压缸的结构与支承低压缸为反向分流式，每个低压缸由一个外缸和两个内缸组成，全部由板件焊接而成。汽缸的上半和下半均在垂直方向被分为三部分，但在安装时，上缸垂直结合面己用螺栓连成一体，因此汽缸上半可作为一个零件吊起。低压外面由裙 式台板支撑，此台板与汽缸下半制成一体，并沿汽缸下半向两端延伸。低压缸支撑在外缸上。本机组由于排汽容积流量大，为减小末级排汽损失，采用了四排汽口，也就是采用了两个结构完全相同所谓反向分流式低压缸。运行中，由连接管来的蒸汽从汽缸中部进入，然后分左、右两路进入低压缸做功，从两端排汽口排出，每个低压缸的两个排汽口最后汇合成一个排汽通道，与一个凝汽器相连。内缸材料为ZG2

48、0CrMo1V,外缸材料为ZG15Cr2Mo铸件。材料性能如表15示：ZG20CrMo1V、ZG15Cr2Mo材料性能 表15机械性能材料名称抗拉强度MPa屈服强度MPa延伸率（%）断面收缩率（%）硬度（HB）ZG20CrMo1V5907404001828190-230ZG15Cr2Mo590-78044015170-2354.3.2 隔板和隔板套隔板根据工作温度和作用在隔板两侧的蒸汽压差来决定的，可分为焊接隔板和铸造隔板。高压级和部分中低压级工作温度均为350以上，为适应高温工作条件，这部分隔板都采用焊接结构，焊接隔板具有较高的强度和刚性，较好的气密性，易制造。静叶片采用高效分流叶栅。静叶流

49、动损失小，有利于提高级组热效率。中低压部分温度低于350的级，采用铸造隔板。铸造隔板加工容易，方便拆装，简化汽缸形状。在本机中还采用了隔板套结构，即把相邻的几级隔板装在隔板套内，再将隔板套装在汽缸中。隔板套的采用可以简化汽缸结构，便于抽汽口的布置，使汽缸轴向尺寸减小。上隔板套和下隔板套之间采用螺栓连接，为保证隔板套的热膨胀，它与汽缸凹槽之间应留有一定的间隙。隔板在隔板套内的支撑与定位和隔板在汽缸内的支撑与定位一样，采用悬挂销和键支撑定位或Z型悬挂销支撑定位。 为了保证汽轮机在启动、运行和停机过程中，汽缸、转子等部件能按设计要求定位和对中，保证其膨胀（收缩）不受阻碍，汽轮机组配置了一套滑销系统。该机组的滑销系统共设有三个固定点，分别位于低压缸（A）、(B)排汽口和3呈轴承箱底部的中心线上。以此为基点，低压缸（A）、(B)分别向机头和发电机方向的膨胀不受阻碍，高、中压缸向机头方向的膨胀