汽轮机课程设计-闫煜.
银川能源学院电力学院
课程设计任务书
设计题目：300MW亚临界机组轴向推力的计算_ 年级专业：热动（本）1202 班
学生姓名：闫煜
学号： 1210240198 指导教师：于淼
电力学院《课程设计》任务书课程名称：汽轮机原理
说明：1、此表一式三份，院、学生各一份，报送实践部一份。
2、学生那份任务书要求装订到课程设计报告前面。
目录
一、引言 (1)
1、汽轮机课程设计目的 (1)
2、汽轮机课程设计内容与要求 (1)
3、汽轮机课程设计的一般原则 (1)
二、轴向推力的计算 (1)
1、轴向推力 (2)
1.1、冲动式汽轮机的轴向推力 (2)
三、推力轴承的安全系数 (4)
四、计算 (5)
1、求解第一级平均直径 (6)
2、轴向推力的计算 (6)
3、叶根反动度的计算 (7)
4、叶轮反动度 (7)
5、当量隔板漏气面积 (7)
6、叶根齿隙面积A5 (7)
7、平衡孔面积A4 (8)
8、α的计算 (8)
9、β的计算 (8)
10、轮盘面积的计算 (8)
五、汇总 (9)
六、参考文献 (9)
一、引言
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。
蒸汽在汽轮机级内流动时，由于各段压力分布的不同，从而产生于轴线平行的轴向推力，气方向与气流在汽轮机内的流动方向相同，使转子产生由高压向移动的趋势。因此，为了保证汽轮机的安全运行，必须进行轴向推力的计算。
1、汽轮机课程设计目的
汽轮机课程设计是对在汽轮机课程中所学到的理论知识的系统总结、巩固和加深；要求掌握汽轮机热力计算及变工况下热力核算的原则、方法和步骤，还要综合各方面的实践经验和理论知识，结合结构强度、调节运行、辅助设备等有关基本知识来分析问题，才能较合理的选定汽轮机设计的基本方案。
2、汽轮机课程设计内容与要求
(1)确定轴向推力的组成
(2)以高压缸冲动级为计算依据，确定级数并分别计算各个级的轴向推力
(3)必须给出各个级的轴向推力的详细计算过程
(4)将数据以表格形式列出
(5) 数据来源：通过给定的机组类型，学生自己查阅资料所需基本数据及公式3、汽轮机课程设计的一般原则
(1)设计过程中要保证数据选择正确，计算正确，绘图清晰美观。
(2)设计成品要求效率高，结构合理，安全可靠，成本低廉。
二、轴向推力的计算
1、轴向推力
在轴流式汽轮机中，通常是高压蒸汽由一端进入，低压蒸汽由另一端流出，从整体看，蒸汽对汽轮机转子施加了一个由高压端指向低压端的轴向力，使汽轮机转子有向低压端移动的趋势，这个力就称为转子的轴向推力。
汽轮机整个转子上的轴向推力主要是各级轴向推力的总和。作用在冲动级上的轴向推力是由作用在动叶上的轴向推力和作用在叶轮轮面上的轴向推力以及作用在轴的凸肩处的轴向推力三部分组成。下面分别予以说明： 1.1冲动式汽轮机的轴向推力
整个转子上的轴向推力主要是各级轴向推力的总合。作用在冲动级上的轴向推力是由作用在动叶上的轴向推力、作用在叶轮面上的轴向推力以及作用在轴的凸肩上的轴向推力三部分组成。
1.1.1作用在动叶上的轴向推力I z F 如图
2.5.1所示
作用在动叶上的轴向推力I z F 是由动叶前后的静压差和汽流在动叶中轴向分速度改变所生成的。
)()sin sin (212211p p l d c c G F b m z -+-=I παα （2.5.1）
在冲动级中，一般轴向分速度都不大，加之动叶进口的轴向通流面积和蒸汽
比容的改变都不大，因此汽流流经动叶时的轴向分速度的改变一般都很小。由汽流轴向分速度的改变和产生的轴向推力一般都可忽略不计。
引入压力反动度的概念，压力反动度p Ω定义为 2
02
1p p p p p --=
Ω （2.5.2）
于是 )(2021p p p p p p -Ω=-=? （2.5.3） 则作用在动叶上的轴向推力可写成
)(20p p l d F p b m z -Ω=I π （2.5.4） 对于速度级，应计算在两列动叶上所受静压差产生的推力之和，若是部分进汽级，则应乘以部分进汽度e 。
由于h -s 图上同一压差的等压线距离越向下越大，因此各级压力反动度p Ω都小于该级比焓降反动度m Ω，用m Ω代替p Ω所算得的轴向推力偏大，偏于安全，故可认为作用在动叶上的轴向推力I z F 正比于)(20p p m -Ω。
1.1.2作用在叶轮面上的轴向推力∏Z F
根据图2.5.1的符号，作用在叶轮面上的轴向推力∏Z F 可写成
22
22212])[(4
])[(4p d l d p d l d F b m d b m Z -----=
∏π
π
（2.5.5）
式中 d 1、d 2 —叶轮轮毂两侧内径； P d — 叶轮前蒸汽压力；
如果叶轮两侧的轮毂直径相同，即d d d ==21 则有
)]()[(4
222p p d l d F d b m z ---=
∏π
（2.5.5a ）
定义叶轮反动度2
02
p p p p d d --=
Ω，则又有
)(])[(4
2022p p d l d F d b m z -Ω--=
∏π
（2.5.5b ）
由式2.5.5b 可见，叶轮面上的轴向推力∏Z F 正比于)(20p p d -Ω。分析表明，如果叶根部稍有漏气，那么动叶的压力反动度Ωp 〉Ωd ；又由于动叶的比焓降反
动度Ωm 〉Ωp ，故用Ωm 代替Ωd 计算叶轮面上的轴向推力将偏大，偏于安全。因此，可近似认为叶轮上的轴向推力也可以正比于Ωm （p 0-p 2）。
1.1.3作用在轴的凸肩上轴向推力I I I Z F
在汽轮机轴的轴封套和隔板轴封内轴上的凸肩等处，都会承受轴向推力。一般情况下，可先算出凸肩上的受压面积和各面积上所受的压力，在算出总的向前与向后的推力之差值，就得净轴向推力I I I Z F ，一般I I I Z F 的数值很小。
作用在凸肩某受压面上的轴向推力I I I Z F
F z III
=π4
(d 22
?d 12
) 式中 d 1 d 2 —对应计算面上的内径和外径； P x — 对应计算面上的静压力；
作用在一个级上的轴向推力即为上述三部分推力之和，可写成
I I I
∏++=Z Z Z z F F F F 1 对于有n 个级的转子，其总轴向推力为： ∑∑∑∑I I I ∏I
++=n
Z n Z
n Z
n
Z
F F F F
1
1
1
1
三、推力轴承的安全系数
转子采取平衡轴向推力的一些措施后，轴系剩下的轴向推力F z 最后由推力轴承承担。在整个轴系上，有一个方向确定、大小适合的轴向推力由推力轴承来承担，可使轴系通过推力盘紧靠在推力瓦上；这样，转子相对于定子来说，就有个确切的轴向位置。如果F z 很小，工况突变时，有可能使轴系总的轴向推力反向，从而使推力盘离开推力瓦，即造成转子窜轴；这可能引发汽轮机动静部位摩擦碰撞的事故。
另外，为了安全起见，推力轴承的承载能力不但大于汽轮机转子的轴向推力，其安全系数n 还要大于1.5~1.7。n 值通常用式计算：
n=pA?∑F z3
z1z2
式中 p—推力瓦能承受的油膜压力，摇摆式瓦块通常取p=2~2.5MPa；
A—全部推力瓦的总承压面积。
∑F z3作为分子的被减数，是因为这部分在工况突变时有可能变成反向的，这样处理就更安全些。
四、计算
本课程设计采用：
(1)东方汽轮机厂N300-16.7/538/538汽轮机参数:
(2)叶轮轮毂直径dh（m）=0.095
(3)排汽压力12Kpa 进汽量985t/h
(4)高压缸的进汽损失?P=4.2%P0
初参数见表1：
1、求解第一级平均直径：
d 1=√
60G 1V 1x X 1m 1πn 1n 1l 1εsinα
对第一级静叶参考同类机组 喷嘴流量G 1=
(D0??D )x10003600
=
95%x921
3.6
=251.25kg/s
速比 X 1=0.61 轴速 3000r/min 进汽率
ε=1
出口底面高度 l 1=0.064m 流量系数 n 1=0.960 出口面正弦值 sinα1=0.25
V 1，s =0.028m 3/kg
求得d 1=0.845m
2、轴向推力的计算
F z I =πd m I b Ωp (p 0?p 2)
(1) F z1=3.14×0.2×0.068×0.845×（11.6-10.7）×106=3247N (2) F z1=3.14×0.133×0.069×0.8472×（10.7-9.87）×106=2026N (3) F z1=3.14×0.121×0.070×0.8548×（9.87-9.01）×106=1953N (4) F z1=3.14×0.106×0.071×0.8648×（9.01-8.17）×106=1716N (5) F z1=3.14×0.091×0.074×0.8802×（8.17-7.38）×106=1470N (6) F z1=3.14×0.081×0.078×0.9×（7.38-6.61）×106=1374N
F z
=π4[(d m ?I b )2]Ωd (p 0?p 2)
(1) F z2=π
4[(0.845-0.068)2-0.0952]×0.2×(11.6-10.7)×106=8403N
(2) F z2=π4[(0.8472-0.69)2-0.0952]×0.133×(10.7-9.87)×106=7140N (3) F z2=π4[(0.854-0.070)2-0.0952]×0.121×(9.87-9.01)×106=4947N (4) F z2=π4[(0.8648-0.071)2-0.0952]×0.016×(9.01-8.17)×106=4341N (5) F z2=π
4[(0.8802-0.074)2-0.0952]×0.091×(8.17-7.38) ×106=3617N
(6) F z2=π
4
[(0.9-0.078)2-0.0952]×0.081×(7.38-6.61)×106=3263N
F z3=π
4
（d22-d12）P x
(1) F z3=π
4
×0.4582×0.098×(0.048/2)2×3.14×106=265N
(2) F z3=π
4
×(0.5532-0.4582)×(0.553/2)2×3.14×106=1809N
(3) F z3=π
4
×(0.7452-0.5532)×(0.745/2)2×3.14×106=8523N
(4) F z3=π
4
×(0.72-0.752)×(0.7/2)2×3.14×106=-2189N
(5) F z3=π
4
×(0.72-0.652)×(0.65/2)2×3.14×106=1757N
(6) F z3=π
4
×(0.652-0.592)×(0.65/2)2×3.14×106=1937N
3、叶根反动度的计算
Ωr=??b
??t =?p b ?p t
式中：Ωr表示叶根反动度
?h b表示动叶理想焓降低，KJ/Kg
4、叶轮反动度：
Ωd=??d
??t
式中：Ωd表示叶轮反动度
5、当量隔板漏气面积
A p‘=πd pδp/√Z p
式中：A p‘表示当量隔板漏气面积，m2
d p表示隔板汽封直径，mm
δp表示隔板汽封间隙，mm
6、叶根齿隙面积A5
A5=πd rδz
式中：A5表示叶根齿隙面积，m2
d r表示叶片根部直径，mm
δz表示轴向间隙，mm 7、平衡孔面积A4
A4=Z4π(d4 2 )2
式中：A4表示平衡孔面积，m2
8、 α的计算
α=μ4A4√Ωr/A p‘式中：A4表示平衡孔面积，m2
Ωr表示叶根反动度
A p‘表示当量隔板漏气面积，m2
9、 β的计算
β=μ5A5√Ωr/A p‘式中：A5表示叶根齿隙面积，m2
Ωr表示叶根反动度
A p‘表示当量隔板漏气面积，m2
10、轮盘面积的计算
A d=[π(d r
2
)
2
?(
d p
2
)
2
]
式中：A d表示轮盘面积，m2
d r表示叶片根部直径，mm d p表示隔板汽封直径，mm
五、汇总：
六、参考文献
1.《电厂汽轮机》朱新华
2．《汽轮机课程设计资料汇编》华北电力大学
3.《电厂汽轮机》孙为民等
4．热能工程设计手册。（结构方面、计算公式等）