汽轮机课程设计(高压缸)

目录设计过程及思路摘要原始资料整理和分析拟定汽轮机近似热力过程曲线和原则性回热系统进行汽耗量及热经济性初步计算调节级的选型及热力计算压力级比焓降分配及级数确定各压力级详细热力计算各级叶型及几何参数的的选择级的热力计算出口面积及叶面高度计算级效率内功率参考文献总结设计过程及思路第一步：获得原始数据，了解设计任务，仔细阅读《汽轮机课程设计》有关章节。

第二步：进行汽轮机蒸汽流量的初步计算。

根据公式D m h P D mg ri mact e∆+∆=ηηη)(6.30计算出0D 第三步：回热系统饿热平衡初步计算。

根据《热力发电厂》所学知识求出各高加的抽汽压力，抽汽焓值以及抽汽量等数据。

第四步：调节级的设计。

第五步：压力级的级数，比焓降分配的确定。

此过程必须先确定级数，然后求得各级比焓降，在各级比焓奖的修正过程中，通过重新调整各级焓降，使热力过程曲线上最后一级背压zP 2 与排汽压力 c P ' 重合。

第六步：级的热力计算先确定各级叶型，安装角等技术参数，然后按照《汽轮机原理》的热力计算方程进行详细的热力计算。

第七步：修正各级热力计算结果。

第八步：整理计算过程，书写设计计算说明书。

摘要：随着电力工业的飞速发展，发电设备技术的显著提高，我国主力发电机组已经开始由超高压迈向亚临界，超临界状态。

新型的300MW，600MW机组逐渐成为我国电力工业的主要机。

为了更深刻的了解当前的技术工艺，并在此过程中达到学以致用的目的，我们特选取哈汽600MW超临界压力凝汽式汽轮机组为设计蓝本，对其高压缸进行了全面系统的分析，确定了其热力过程线，调节级型式，级数，各级比焓降，叶型及几何尺寸，达到了基本的设计要求。

关键词：课程设计600MW超临界凝汽式汽轮机高压缸一.原始资料整理和分析已知技术条件和参数：Pe=600MW n=3000r/min 主汽压 24.2MPa 主汽温度566℃ 高压缸排汽压力4.23MPa 给水温度 284℃二.拟定汽轮机近似热力过程曲线和原则性回热系统进行热耗量及热经济性的初步计算1.近似热力过程曲线拟定由 P 0,t 0查H-S 图确定汽轮机进气状态点0并查得初比焓 h 0=3406.52KJ/kg S 0=6.26KJ/(Kg .℃) V 0=0.0138m 3/kg 设进汽机构的节流损失∆P=0.04P 0得调节级前压力 P 0‘=P 0-∆P 0=23.474MPa 由 5660=t ℃查焓墒图得,/52.34060kg kJ h =' kg m V c kg kJ S /0142.0),/(2873.6300=︒⋅=由进汽状态点O 等熵过程到高压缸排汽压力a r MP P 23.4=可得kg kJ h /061.29312='kg kJ h h h c t t /459.475max 1='-=∆ kg kJ h h t i m aci /667.432459.47591.0max 11=⨯=∆⨯=∆η 由m aci h h h 102∆-'=可确定高压缸排汽点2再热蒸汽压a r MP P 81.3=低压缸进汽压力a r rh MP P P P 695.34='∆-=C T rh ︒=566查H-S 图得C kg kJ S kg kJ h ο⋅==/32.7,/.3556994 等熵过程到低压缸排汽压力线上5'点kg kJ h KP P a /66.2229,9.455==''kg kJ h h h m act /39.136966.222956.3599542=-='-=∆' kg kJ h h h m act m ac t t /359.1845459.4753.136921max =+=∆+∆=∆ kg kJ h h m ac t i i /277.1679359.184591.0max =⨯=∆⨯=∆ηp 2p c2h i2h t2h i1macmacmacmach t1p 0p 0p 0p 2h e2465321sh2．估算汽轮机进汽量03003.02.197.099.027.1679106006.36.3D D m h P D gm maci e ∆+⨯⨯⨯⨯⨯=∆+⨯⨯⨯=ηη h t D /05.16570=⇒m — 考虑回热抽汽引起进汽量增大的系数。

取 m=1.2∆D — 考虑阀杆漏汽和前轴封漏汽及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余量。

取∆D/D 0=3%m η—机组机械效率，取m η=0.99g η—机组的发电机效率，取g η=0.973.确定抽汽压力除氧器压力1.01a MP 对应饱和水温度为180.3℃给水温度 C t fw ︒=1.275,可得H 1高压加热器给水出口水温C t w ︒=1.2752 除氧器出口水温C t wd ︒=3.180根据等温升分配原则得H 3高压加热器给水出口水温C t w ︒=--+=9.216)533.1801.275(3.1803H 2高加给水出口水温C t w ︒=--+=251)529.2161.275(9.2162取加热器出口端差C t ︒=3δ可得加热器疏水温度t t t w eδ+='2 由饱和水表可查得 et ' 对应的饱和压力 e P ' -加热器的工作压力 抽汽管压损e e P P %6=∆ e e e P P P =∆+' 加热器型号 抽汽压力e P抽汽比焓e h抽汽管压损e e P P /∆ 加热器工作压力'e P饱和水温度e t '饱和水比焓'e h出口温差t δ给水出口温2tw 给水出口比焓2hwH 1 6．63 3017．16 6% 6．23 278．1 1226．78 3 275．1 1206．1 H 2 4．521 2984．41 6% 4．25 254 1105．223 2511092．67H 3299．9216．9 938．86600MW 中间再热凝汽式汽轮机高加回热抽汽热力过程线2984.414.5213071.166.633406.5223.47424.2sh4.各级加热器回热抽汽量计算（1）H 1高压加热器其给水量为h t D D D D l l fw /05.1653151905.165710=+-=∆+∆-=l D ∆—高压端轴封漏汽量h t /1l D ∆—漏入H 2高加的轴封漏汽量h t /该加热器热平衡方程式为h ee e w w fw h h D h h D η)()(11112'-∆=- h η—加热器效率，取h η =0．98该级回热抽汽量为h t h h h h D D h ee w w fw e /6.10398.0)78.122616.3071()67.10921206(05.1653)()(11121=⨯--⨯='--=∆ηH 1高加热平衡图如下h e1D e1D fwh w2h w1h e1（2）H 2高加热平衡图如下h e1h e2D hD e2D fwh w2h w1h e2先不考虑漏入H 2高加的那部分轴封漏汽量 l D ∆ ，以及上一级加热器H 1流入本级加热器的疏水量 1e D ∆ ，则该级加热器的计算抽汽量为h t h h h h D D h ee w w fw e/8.13498.0)22.110541.2984()86.93867.1092(05.1657)()(22122=⨯--⨯='--='∆η考虑上级加热器流入H 2高加并放热可使本级抽汽量减少的相当量为h t h h h h D D e e e e e e e /7.622.110541.2984)22.110578.1276(65.103)(222111=--⨯='-'-''∆=∆ 考虑上级加热器疏水流入H 2高加并放水可使本级抽汽量减少的相当量为h t h h h h D D e e e l l e l /37.1722.110541.2984)22.110552.3281(15)(22211=--⨯='-'-''∆=∆ l h —轴封漏气比焓值，相当于调节级后汽室中蒸汽比焓5流经汽轮机各级组的蒸汽流量及内功率调节级kw h h D p i 45.575366.3)52.328152.3406(05.16576.3)(2000=-⨯=-=第一级组h t D D D l /05.16381905.165701=-=∆-=kw h h D p e l i 74.942196.3)16.307152.3281(05.16386.3)(111=-⨯=-=第二级组h t D D D e /4.153465.10305.1638112=-=∆-=kw h h D p e e i 8.369746.3)41.298416.3071(4.15346.3)(2122=-⨯=-=高压缸总功率:kw p p p p p i i i j ij i 9.1887308.3692474.9421945.575362102=++=++==∑=三. 调节级的选型及热力计算（一）调节级选型选取单列级（二）调节级热力参数的选择1 理想比焓降的选择单列级承担的理想比焓降为70～125KJ/Kg ，600MW 机组选取125KJ/Kg2 调节级速比Xa=u/Ca 的选择单列调节级速度比的选择范围为Xa=0.35～0.44，低的反动度和小的部分进汽度对应较低的速比，选Xa=0.353 调节级反动度的选择选择0=Ωm（三）调节级几何参数的选择1．平均直径的选择选择调节级平均直径通常要考虑制造工艺，调节级叶片高度以及第一压力级的平均直径，高压气轮机取mm d m 1100~900=，单列级为选取较大理想比焓降可取上限值，故选取 mm d m 1100=2．调节级叶型及其几何特性（1）叶型的选择喷嘴选取国产HQ-2叶型，其叶型线如下图1yc 0c 1t nB nb nyx动叶选取国产HQ-1叶型，其叶片型线图如下12y11g 2b bt bB b（2）叶片宽度和弦长的选择 选取n B =30mm b B =29.56mm 安装角︒=36y α ︒=79y β弦长mm B b y n n 03.5136sin 30sin ===︒α mm B b y b b 12.3079sin 56.29sin ===︒β（3）相对节距和叶片数的确定 选取66.0=n t 565.0=b tm mb t t m mb t t b b b n n n 0178.17565.012.307.3366.003.51=⨯=⨯==⨯=⨯=叶片数9.817.338.0110014.3=⨯⨯==nm n t ed Z πe —部分进汽度，8.0=e06.2030178.17110014.3=⨯==bbb t d Z π从叶片强度考虑，通常叶片数为偶数，故取82=n Z 204=b Z 34=n t 17=b t （4）汽流出口角1α和2β的选择根据n y t --αα1和b y t --ββ2特性曲线选取︒=131α ︒=182β（四）调节级详细热力计算1．出口面积及叶片高度的计算（1）喷嘴出口汽流速度及喷嘴损失喷嘴中理想比焓降:()kg kj h h h t t m n /1251=∆=∆Ω-=∆初速度动能:02000200==∆c h c0c --进入喷嘴的蒸汽初速滞止理想比焓降:kg kj h h h c n n /12501250=+=∆+∆=∆*喷嘴出口汽流理想速度:s m h c n t /500101252231=⨯⨯=∆=*喷嘴出口汽流实际速度:s m c c t /48550097.011=⨯==ϕ-ϕ喷嘴速度系数，取ϕ=0.97喷嘴损失:kg kj h h n n /3875.7125)97.01()1(22=⨯-=∆-=∆*ϕξ（2）喷嘴出口面积喷嘴压力比:675.0474.23/87.15/01===*p p n εP 1—喷嘴后的汽流压力,由于P 0*等熵膨胀到P 1利用焓熵图求得*n ε>cr ε喷嘴工作于亚音速区,采用渐缩喷嘴cr ε—临界压力比,对于过热蒸汽cr ε=0.546喷嘴出口面积n A :241174.1821050097.001925.04.460cm c u Gv A t n t n =⨯⨯⨯==G —通过喷嘴的蒸汽流量,kg/st v 1—喷嘴出口汽流理想比容,m 3/kgn μ—喷嘴流量系数,过热蒸汽n μ=0.97（3）.喷嘴出口高度mm t Z A l n n n n 1.2913sin 34841074.182sin 21=⨯⨯⨯==︒α （4）.动叶进出口速度及能量损失 动叶中理想比焓降:0=∆Ω=∆t m b h h动叶进口汽流方向:︒︒︒--=-⨯⨯=-=0.207.17213cos 48513sin 485tan cos sin tan 1111111u c c ααβ 式中s m nd u m /7.17260103000110014.3603=⨯⨯⨯==-π 动叶进口汽流速度:s m c w /0.31920sin 13sin 485sin sin 1111===︒︒βα动叶进口速度动能:kg kj w h w /88.5020000.31920002211===∆ 动叶滞止比焓降:kg kj h h h w b b /88.5088.5001=+=∆+∆=∆*动叶出口汽流理想速度:s m h w b t /0.3191088.502232=⨯⨯=∆=*动叶出口汽流实际速度:s m w w t /15.2710.31985.022=⨯==ψψ—动叶速度系数,取ψ=0.85动叶绝对速度,方向,大小:︒=-︒︒=-=--53.447.17218cos 15.27118sin 15.271tan cos sin tan 1222212u w w ββαs m w c /48.11953.44sin 18sin 15.271sin sin 2222=︒︒==αβ动叶损失:()()kg kj h h b b /12.1488.5085.01122=⨯-=∆-=∆*ψξ余速损失:kg kj c h c /14.7200048.11920002222===∆（5）动叶出口面积242249.28610cm w u Gv A tb tb =⨯=t 2υ—动叶后蒸汽理想比容, t 1υ=t 2υ（6）动叶高度b l 动叶出口高度:mm e d e A l b b b 5.3318sin 11001049.286sin 22=︒⨯==πβπ动叶进口高度:mm l l l t r n n b 1.315.15.01.29'=++=∆+∆+=∆+=△ —动叶盖度, △=△r+△t,△t 为叶顶盖度取△r=1.5, △r 为叶根盖度,取△r=0.52．级效率与内功率（1）轮周功及轮周效率无限长叶片有效比焓降为：kgkj h h h h h h c b n t c u /3525.9614.712.143875.7125020'=----+=∆-∆-∆-∆+∆=∆ξξkg kj h h h E c t c /86.11714.7112502200=⨯-+=∆-∆+∆=μ2μ—余速利用系数，取2μ=1轮周效率:%75.8186.1173525.960=='∆='E h uuη 单位质量蒸汽对动叶所作轮周功：()2211cos cos 1000ααc c uW u +=()︒︒⨯+⨯=53.44cos 48.11913cos 48510007.172 kg kJ /3225.96= %7.8186.1173225.960===''E W u uη %1%06.0%100<=⨯'''-'=∆uu uu ηηηη叶高损失:kg kJ h l a h u n l /297.53525.961.296.1=⨯='∆⨯=∆轮周有效比焓降：kg kJ h h h u uu /05.91297.53525.96=-=∆-'∆=∆ 轮周效率：%25.7786.11705.910=∆=E h u u η 3.级后各项能量损失隔板漏汽损失:kJkg h z A d h u pn pp p 38.805.91474.1821.009.107=⨯⨯⨯=∆=∆πδπ叶顶漏汽损失:kg kJ l E h br /05.686.1175.33172.172.14.10=⨯⨯=⨯==∆δξξ 部分进汽损失:⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡'+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛--⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=∆b k ek ae a e d z k e e cu k c u e E h 2120 ()kg kJ /227.011002.8012.08.015007.17215.05007.1728.086.1172=⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡⨯+-⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯⨯=4.级效率和内功率有效比焓降：kg kJ h h h h h e p u i /393.76227.005.628.805.91=---=∆-∆-∆-∆=∆δ 级效率：%8.640=∆=E h iri η 级内效率：KW G h P i i 3.351714.460393.76=⨯=∆=四.压力级比焓降分配及级数确定一.蒸汽通道的合理形状反动式汽轮机每级的作功能力较冲动级小,为保证高压部分全周进汽,其平均直径选择较小值.所以高压部分级数和整机总级数较冲动式汽轮机多二.各级平均直径的确定1.第一压力级平均直径的估取ht x d a m ∆=82847.0' 先假设kg kJ ht /50=∆先选取42.0,97.0,13===︒a x ϕα故mm m d m 5.8458455.05042.02847.0==⨯⨯=' 2．凝汽式汽轮机本级直径的估取首末两级平均直径之比不小于0.46~0.60选取75.0:'=z m m d dmm d d m z m3.112775.05.84575.0'===3.确定压力级平均直径的变化在横坐标上任取长度为a 的线段BD(a=125cm),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(20'm d AB =,20z md CD = ).根据所选择的通道形状,用光滑曲线将A,C 两点连接起来.AC 曲线即为压力级各级的变化规律921921DCB A三.级数的确定及比焓降1级数的确定(1)压力级平均直径 在上图上将BD 线段分为10等份,从图中量出各段长度.求出平均直径为mm CD AB d m 17.939101109.10332011)22()11(=⨯=⨯++-+-+=(2) 压力级平均理想比焓降每级的理想比焓降可由下式确定:kg kJ x d h a m t /6801.61)42.093917.0(337.12)(337.1222=⨯==∆ (3)级数的确定15.668.61/)05.01(4.351/)1(=+=∆+∆=t p t h a h zp t h ∆—压力级组理想比焓降*p p hihtp cp 2p 2p 0hbh 0a —重热系数。