某25MW凝汽式汽輪機組進行熱力設計說明書

1、摘 要本課題是對某25mw凝汽式汽輪機組進行熱力設計。進行這次主要時為了提高電廠的經(jīng)濟性，以求達到“節(jié)能降耗，環(huán)境保護”的目的。在提高其經(jīng)濟性的同時還要保證該機組的實用性和安全可靠性。因此在設計之前，要先查找一些資料，然后對汽輪機的蒸汽系統(tǒng)，汽輪機級的熱力等進行計算，如除氧器的抽汽量，凝結水量，汽輪機裝置的熱經(jīng)濟性，級熱力參數(shù)的選擇，各能量損失計算等；同時對其通道部分進行選型以及對其級數(shù)進行確定。整個設計完成后，證實了我們的設計在擁有適用性和安全可靠性的前提下確實能夠提高發(fā)電廠的經(jīng)濟性，達到“節(jié)能降耗，保護環(huán)境”的目的本設計的主要內(nèi)容包括：汽輪機的工作原理、多級汽輪機的工作過程、汽輪機的變工況

2、下的工作特性、汽輪機的結構及葉片強度。根據(jù)通流部分形狀和回熱抽汽點的要求，確定壓力級既非調(diào)節(jié)級的級數(shù)和排汽口數(shù)，并進行各級比焓降分配；對各級進行詳細的熱力計算，求出各級通流部分的幾何尺寸，相對內(nèi)效率，實際熱力過程曲線。根據(jù)各級熱力計算結果，修正各回熱抽汽點壓力以符合實際熱力過程曲線的要求，并修正回熱系統(tǒng)的熱力平衡計算；分析與確定汽輪機熱力設計的基本參數(shù)，這些汽輪機熱力設計的任務是，按給定的設計條件，確定通流部分的幾何尺寸，參數(shù)包括汽輪機的容量，進汽參數(shù)，轉(zhuǎn)速，排汽壓力冷卻水溫度，給水溫度，供熱蒸汽壓力等；分析并選擇汽輪機的型式，配汽機構形式，通流部分形狀及有關參數(shù)；對汽輪機的原則性熱力系統(tǒng)進行

3、汽耗量及熱經(jīng)濟性的初步計算；根據(jù)汽輪機運行特性，經(jīng)濟要求及結構強度等因素，比較和確定調(diào)節(jié)級的型式，比焓降，葉型及尺寸等。關鍵字：汽輪機；熱力計算；熱力系統(tǒng) 目 錄摘 要1第一章 文獻綜述3第二章 概述62.1 設計任務62.2熱力設計的內(nèi)容及要求72.3 國產(chǎn)汽輪機基本參數(shù)的選擇與系列7第三章 汽輪機總進汽量的初步估算103.1回熱抽汽壓力的確定113.2 計算11第四章 通流部分的選型204.1 排汽口數(shù)與末級葉片204.2 配汽方式和調(diào)節(jié)級的選型214.3 壓力級設計特點24第五章 壓力級比焓降分配及級數(shù)的確定265.1 蒸汽通道的合理形狀265.2 各級平均直徑的確定265.3 級數(shù)的確

4、定及比焓降的分配29第六章 汽輪機級的熱力計算326.1 葉型及其選擇326.2 級的熱力計算356.3 熱力計算示例44圖（6.4）級的熱力過程曲線49第七章 汽輪機漏汽量的計算與整機校核497.1 閥桿漏氣量的計算497.4 整機校核52第八章 軸向推力的計算538.1 軸向推力的計算公式538.2 葉輪前壓力的確定548.3 推力軸承的安全系數(shù)55結 論56致 謝57參考文獻58第一章 文獻綜述汽輪機是將蒸汽的能量轉(zhuǎn)換成為機械功的旋轉(zhuǎn)式動力機械。又稱蒸汽透平。主要用作發(fā)電用的原動機，也可直接驅(qū)動各種泵、風機、壓縮機和船舶螺旋槳等。還可以利用汽輪機的排汽或中間抽汽滿足生產(chǎn)和生活上的供熱需要

5、 。 汽輪機是將蒸汽的能量轉(zhuǎn)換為機械功的旋轉(zhuǎn)式動力機械，是蒸汽動力裝置的主要設備之一。汽輪機是一種透平機械，又稱蒸汽透平。 公元一世紀時，亞歷山大的希羅記述了利用蒸汽反作用力而旋轉(zhuǎn)的汽轉(zhuǎn)球，又稱為風神輪，這是最早的反動式汽輪機的雛形；1629年意大利的布蘭卡提出由一股蒸汽沖擊葉片而旋轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)輪。 19世紀末，瑞典拉瓦爾和英國帕森斯分別創(chuàng)制了實用的汽輪機。拉瓦爾于1882年制成了第一臺5馬力(3.67千瓦)的單級沖動式汽輪機，并解決了有關的噴嘴設計和強度設計問題。單級沖動式汽輪機功率很小，現(xiàn)在已很少采用。 20世紀初，法國拉托和瑞士佐萊分別制造了多級沖動式汽輪機。多級結構為增大汽輪機功率開拓了道路

6、，已被廣泛采用，機組功率不斷增大。帕森斯在1884年取得英國專利，制成了第一臺10馬力的多級反動式汽輪機，這臺汽輪機的功率和效率在當時都占領先地位。 20世紀初，美國的柯蒂斯制成多個速度級的汽輪機，每個速度級一般有兩列動葉，在第一列動葉后在汽缸上裝有導向葉片，將汽流導向第二列動葉?，F(xiàn)在速度級的汽輪機只用于小型的汽輪機上，主要驅(qū)動泵、鼓風機等，也常用作中小型多級汽輪機的第一級。 與往復式蒸汽機相比，汽輪機中的蒸汽流動是連續(xù)的、高速的，單位面積中能通過的流量大，因而能發(fā)出較大的功率。大功率汽輪機可以采用較高的蒸汽壓力和溫度，故熱效率較高。19世紀以來，汽輪機的發(fā)展就是在不斷提高安全可靠性、耐用性和

7、保證運行方便的基礎上，增大單機功率和提高裝置的熱經(jīng)濟性。 汽輪機的出現(xiàn)推動了電力工業(yè)的發(fā)展，到20世紀初，電站汽輪機單機功率已達10兆瓦。隨著電力應用的日益廣泛，美國紐約等大城市的電站尖峰負荷在20年代已接近1000兆瓦，如果單機功率只有10兆瓦，則需要裝機近百臺，因此20年代時單機功率就已增大到60兆瓦，30年代初又出現(xiàn)了165兆瓦和208兆瓦的汽輪機。 此后的經(jīng)濟衰退和第二次世界大戰(zhàn)期間爆發(fā)，使汽輪機單機功率的增大處于停頓狀態(tài)。50年代，隨著戰(zhàn)后經(jīng)濟發(fā)展，電力需求突飛猛進，單機功率又開始不斷增大，陸續(xù)出現(xiàn)了325600兆瓦的大型汽輪機；60年代制成了1000兆瓦汽輪機；70年代，制成了13

8、00兆瓦汽輪機?，F(xiàn)在許多國家常用的單機功率為300600兆瓦。 汽輪機在社會經(jīng)濟的各部門中都有廣泛的應用。汽輪機種類很多，并有不同的分類方法。按結構分，有單級汽輪機和多級汽輪機；各級裝在一個汽缸內(nèi)的單缸汽輪機，和各級分裝在幾個汽缸內(nèi)的多缸汽輪機；各級裝在一根軸上的單軸汽輪機，和各級裝在兩根平行軸上的雙軸汽輪機等。 按工作原理分，有蒸汽主要在各級噴嘴(或靜葉)中膨脹的沖動式汽輪機；蒸汽在靜葉和動葉中都膨脹的反動式汽輪機；以及蒸汽在噴嘴中膨脹后的動能在幾列動葉上加以利用的速度級汽輪機。 按熱力特性分，有為凝汽式、供熱式、背壓式、抽汽式和飽和蒸汽汽輪機等類型。凝汽式汽輪機排出的蒸汽流入凝汽器，排汽壓

9、力低于大氣壓力，因此具有良好的熱力性能，是最為常用的一種汽輪機；供熱式汽輪機既提供動力驅(qū)動發(fā)電機或其他機械，又提供生產(chǎn)或生活用熱，具有較高的熱能利用率；背壓式汽輪機的排汽壓力大于大氣壓力的汽輪機；抽汽式汽輪機是能從中間級抽出蒸汽供熱的汽輪機；飽和蒸汽輪機是以飽和狀態(tài)的蒸汽作為新蒸汽的汽輪機。 汽輪機的蒸汽從進口膨脹到出口，單位質(zhì)量蒸汽的容積增大幾百倍，甚至上千倍，因此各級葉片高度必須逐級加長。大功率凝汽式汽輪機所需的排汽面積很大，末級葉片須做得很長。 汽輪機裝置的熱經(jīng)濟性用汽輪機熱耗率或熱效率表示。汽輪機熱耗率是每輸出單位機械功所消耗的蒸汽熱量，熱效率是輸出機械功與所耗蒸汽熱量之比。對于整個電

10、站，還需考慮鍋爐效率和廠內(nèi)用電。因此，電站熱耗率比單獨汽輪機的熱耗率高，電站熱效率比單獨汽輪機的熱效率低。 一座汽輪發(fā)電機總功率為1000兆瓦的電站，每年約需耗用標準煤230萬噸。如果熱效率絕對值能提高1%，每年可節(jié)約標準煤 6萬噸。因此，汽輪機裝置的熱效率一直受到重視。為了提高汽輪機熱效率，除了不斷改進汽輪機本身的效率，包括改進各級葉片的葉型設計(以減少流動損失)和降低閥門及進排汽管損失以外，還可從熱力學觀點出發(fā)采取措施。 根據(jù)熱力學原理，新蒸汽參數(shù)越高，熱力循環(huán)的熱效率也越高。 早期汽輪機所用新蒸汽壓力和溫度都較低，熱效率低于20。隨著單機功率的提高，30年代初新蒸汽壓力已提高到34兆帕，

11、溫度為400450。隨著高溫材料的不斷改進，蒸汽溫度逐步提高到535，壓力也提高到612.5兆帕，個別的已達16兆帕，熱效率達30以上。50年代初，已有采用新蒸汽溫度為600的汽輪機。以后又有新蒸汽溫度為650的汽輪機。 現(xiàn)代大型汽輪機通常采用新汽壓力24兆帕，新汽溫度和再熱溫度為535565的超臨界參數(shù),或新汽壓力為16.5兆帕、新汽溫度和再熱溫度為535的亞臨界參數(shù)。使用這些汽輪機的電站熱效率約為40。 另外，汽輪機的排汽壓力越低，蒸汽循環(huán)的熱效率就越高。不過排汽壓力主要取決于冷卻水的溫度，如果采用過低的排汽壓力，就需要增大冷卻水流量或增大凝汽器冷卻面積，同時末級葉片也較長。凝汽式汽輪機常

12、用的排汽壓力為0.0050.008兆帕。船用汽輪機組為了減輕重量，減小尺寸,常用0.0060.01兆帕的排汽壓力。 此外，提高汽輪機熱效率的措施還有，采用回熱循環(huán)、采用再熱循環(huán)、采用供熱式汽輪機等。提高汽輪機的熱效率，對節(jié)約能源有著重大的意義。 大型汽輪機組的研制是汽輪機未來發(fā)展的一個重要方向，這其中研制更長的末級葉片，是進一步發(fā)展大型汽輪機的一個關鍵；研究提高熱效率是汽輪機發(fā)展的另一方向，采用更高蒸汽參數(shù)和二次再熱，研制調(diào)峰機組，推廣供熱汽輪機的應用則是這方面發(fā)展的重要趨勢。 現(xiàn)代核電站汽輪機的數(shù)量正在快速增加，因此研究適用于不同反應堆型的、性能良好的汽輪機具有特別重要的意義。 全世界利用地

13、熱的汽輪機的裝機容量，1983年已有3190兆瓦，不過對熔巖等深層更高溫度地熱資源的利用尚待探索；利用太陽能的汽輪機電站已在建造，海洋溫差發(fā)電也在研究之中。所有這些新能源方面的汽輪機尚待繼續(xù)進行試驗研究。 另外，在汽輪機設計、制造和運行過程中，采用新的理論和技術，以改善汽輪機的性能，也是未來汽輪機研究的一個重要內(nèi)容。例如：氣體動力學方面的三維流動理論，濕蒸汽雙相流動理論；強度方面的有限元法和斷裂力學分析；振動方面的快速傅里葉轉(zhuǎn)換、模態(tài)分析和激光技術；設計、制造工藝、試驗測量和運行監(jiān)測等方面的電子計算機技術；壽命監(jiān)控方面的超聲檢查和耗損計算。此外，還將研制氟利昂等新工質(zhì)的應用，以及新結構、新工藝

14、和新材料。第二章 概述2.1 設計任務 一. 設計題目：25兆瓦凝汽式汽輪機的熱力設計 二. 原始數(shù)據(jù)： 蒸汽初參數(shù)： =3.43mp=435; 凝汽器出口處壓力：pc=1.9kpa; 給水溫度：tfw=160; 經(jīng)濟功率：pc=12000kw±1%; 汽輪機轉(zhuǎn)速：n=3000r/min; 汽輪機內(nèi)效率：oi=0.80±1%2.2熱力設計的內(nèi)容及要求力求獲得高的相對內(nèi)效率。汽輪機熱力設計主要設計程序如下:1.分析與確定汽輪機熱力設計的基本參數(shù)，這些汽輪機熱力設計的任務是，按給定的設計條件，確定通流部分的幾何尺寸，參數(shù)包括汽輪機的容量，進汽參數(shù)，轉(zhuǎn)速，排汽壓力冷卻水溫度，給水

15、溫度，供熱蒸汽壓力等；2.分析并選擇汽輪機的型式，配汽機構形式，通流部分形狀及有關參數(shù)；3.對汽輪機的原則性熱力系統(tǒng)進行汽耗量及熱經(jīng)濟性的初步計算；4.根據(jù)汽輪機運行特性，經(jīng)濟要求及結構強度等因素，比較和確定調(diào)節(jié)級的型式，比焓降，葉型及尺寸等。5.根據(jù)通流部分形狀和回熱抽汽點的要求，確定壓力級既非調(diào)節(jié)級的級數(shù)和排汽口數(shù)，并進行各級比焓降分配；6.對各級進行詳細的熱力計算，求出各級通流部分的幾何尺寸，相對內(nèi)效率，實際熱力過程曲線。7.根據(jù)各級熱力計算結果，修正各回熱抽汽點壓力以符合實際熱力過程曲線的要求，并修正回熱系統(tǒng)的熱力平衡計算；8.根據(jù)需要修正汽輪機熱力計算的結果。在進行汽輪機熱力計算時，

16、所設計的汽輪機應滿足下列主要要求：1.運行時具有較高的經(jīng)濟性；2.不同工況下工作時均有高的可靠性；3.在滿足經(jīng)濟性和可靠性要求的同時，還要考慮到汽輪機的結構緊湊，系統(tǒng)簡單，布置合理，成本低廉，安裝和維修方便，以及零件的通用化和系列等應素。2.3 國產(chǎn)汽輪機基本參數(shù)的選擇與系列汽輪機熱力設計的基本參數(shù)即是熱力設計的原始數(shù)據(jù)，除用戶提出的要求外，應按照電力部門明確規(guī)定的系列規(guī)范選取。一. 汽輪機容量汽輪機的容量是指汽輪機的額定功率,也稱名牌功率。表2.1 國產(chǎn)發(fā)電用汽輪機容量系列汽輪機型式低壓汽輪機中壓汽輪機高壓汽輪機超高壓汽輪機亞臨界汽輪機超臨界汽輪機額定功率(mw)0.75 1.5 36 12

17、 2550 100125 200300 600汽輪機設計時所依據(jù)的功率稱為設計功率,又稱為經(jīng)濟功率，其大小由機組本身容量大小級運行時所承擔負荷的變化而定。表2.2給出了國產(chǎn)汽輪機選用的設計功率與額定功率之比率。 表2.2 不同容量國產(chǎn)汽輪機的設計功率汽輪機容量122550設計功率與額定功率之比758090100為了保證汽輪機在除參數(shù)下降或背壓升高時任能發(fā)出額定功率，在設計調(diào)節(jié)閥與噴嘴進汽能力及結構強度時，需要考慮適當?shù)挠嗔?。因此，在正常的參?shù)級提高除參數(shù)或降低背壓時，汽輪機發(fā)出的功率可能大于額定值，此功率稱為最大功率。一般中，低壓汽輪機可增大出力20%30%，甚至跟大，高壓汽輪機可增大出力10

18、%20%?；蛘咝∫恍Ｒ暰唧w汽輪機條件分析確定。 二.進汽參數(shù) 1）新蒸汽參數(shù)汽輪機的新蒸汽參數(shù)是指主氣門的蒸汽壓力與溫度，通常又稱為初壓，除溫。我國目前對電站汽輪機采用按功率劃分新蒸汽參數(shù)等級的產(chǎn)品系列見表2-3表2.3 國產(chǎn)汽輪機新蒸汽參數(shù)額定功率（mw）0.7，1.5，36，12，2550，100125，200300，600新蒸汽壓力(mpa)1.273.438.8212.713.2316.116.66新蒸汽溫度(mpa)3404355355355505355502）排汽壓力 凝汽式汽輪機的排汽壓力需綜合考慮汽輪機運行地點的氣候條件，供水方式，末級葉片和凝汽器造價等因素，經(jīng)過全面的技術經(jīng)

19、濟比較確定。我國汽輪機常用的排汽壓力見表2.4. 表2.4 我國汽輪機常用的排汽壓力冷卻水溫101520252730排汽壓力（mpa）0.0030.0040.0040.0050.0050.0060.0060.0070.0070.0080.0080.01 表2.5 背壓式汽輪機采用排汽壓力額定排汽壓力(mpa)0.30.51.01.32.53.7調(diào)整范圍0.20.40.40.70.81.31.01.62.22.63.53.93) 汽輪機的轉(zhuǎn)速電廠用的汽輪機轉(zhuǎn)速是由電網(wǎng)頻率決定的。我國電網(wǎng)頻率為50，故我國生產(chǎn)的汽輪機轉(zhuǎn)速采用3000的轉(zhuǎn)速為了提高相對內(nèi)效率，并減小汽輪機的尺寸與降低成本。其轉(zhuǎn)速通

20、常高于3000，經(jīng)齒輪減速后再與發(fā)電機相連。在材料強度的允許的條件下，降低轉(zhuǎn)速可以增大排汽面積，所以某些大功率的汽輪機，特別是原子能電站汽輪機也采用1500的轉(zhuǎn)速。4） 調(diào)節(jié)抽氣式汽輪機的抽汽壓力調(diào)節(jié)抽氣式汽輪機除了能滿足供電外，還能滿足供熱需要。調(diào)節(jié)抽氣式汽輪機的抽汽往往是由熱用戶的需要決定的。其抽汽壓力一般綜合用戶要求和產(chǎn)品系列規(guī)范合理決定，表2.6列出了國產(chǎn)調(diào)節(jié)抽汽式汽輪機常用的抽氣壓力。表2.6 國產(chǎn)調(diào)節(jié)抽汽式汽輪機常用的抽氣壓力額定抽氣壓力(mpa)0.120.501.001.30調(diào)整范圍0.070.250.400.700.801.301.001.605） 給水溫度與會熱系數(shù)回熱循環(huán)

21、的回熱抽汽級數(shù)與給水溫度需要根據(jù)熱經(jīng)濟和裝置的技術經(jīng)濟性綜合分析比較后確定。通常給水溫度選為除蒸汽壓力下飽和溫度的65%75%較為經(jīng)濟，表2.7為不同回熱級數(shù)和給水溫度下循環(huán)熱效率的增益。表2.7 不同回熱級數(shù)和給水溫度下循環(huán)熱效率的增益新汽壓力mpa2.353.438.8212.7413.2316.1716.6623.5新汽溫度390435535535/535535/535565/565回熱級數(shù)133567787889給水溫度105150150170210230220250245270270300相對效益67891113141515161718第三章 汽輪機總進汽量的初步估算一般凝汽式汽輪機

22、的總蒸汽量可由下式估算： (t/h) (3-1)調(diào)節(jié)抽汽式汽輪機在進行通流部分設計時，要考慮到調(diào)節(jié)抽汽工況及純凝汽工況。一般高壓部分的進汽量及幾何尺寸以調(diào)節(jié)抽汽工況作為設計工況進行計算，低壓部分的進汽量及幾何尺寸以純凝汽工況作為設計工況進行計算。回熱系統(tǒng)的熱平衡初步計算汽輪機進汽量估算及汽輪機近似熱力過程曲線擬定以后，就可以進行回熱系統(tǒng)的熱平衡計算。3.1回熱抽汽壓力的確定1. 除氧器的工作壓力給水溫度和回熱級數(shù)確定之后，應根據(jù)機組的初參數(shù)和容量確定除氧器的工作壓力。大汽式除氧器的工作壓力一般選擇略高于大汽壓力即0.118mpa；高壓除氧器的工作壓力一般為0.3430.588mpa；我國定壓運

23、行的高壓除氧器壓力為0.588mpa。2. 抽汽管中壓力損失在進行熱力計算時，要求不超過抽汽壓力的10%，常取=（0.040.08）pe,級間抽汽時取較大值，高中壓排汽時去較小值。3. 表面式加熱器出口傳熱端差一般無蒸汽冷卻段的加熱器取=35，有蒸汽冷卻段的取=-12.4. 回熱抽汽壓力的確定在確定了給水溫度，回熱抽汽級數(shù)，上端差和抽汽管道壓損等參數(shù)后，可根據(jù)除氧器的工作壓力，確定除氧器前的低壓加熱器數(shù)和除氧器后的高壓加熱器數(shù)，同時確定各級加熱器的比焓升或溫升。這樣各級加熱器的給水出口水溫也就確定了。5.回熱系統(tǒng)的熱平衡初步估算汽輪機回熱系統(tǒng)熱平衡計算的目的是確定汽輪機在設計工況下的汽耗量、各

24、級回熱抽汽量、汽輪機各級組蒸汽流量及汽輪機裝置的熱經(jīng)濟性。3.2 計算對25mw凝汽式汽輪機的回熱系統(tǒng)進行熱平衡估算?；緮?shù)據(jù)：額定功率=25000kw，設計功率=20000kw，新汽壓力=3.43mpa，凝結水泵壓頭=1.18mpa,射汽抽汽耗汽量=0.5 t/h,抽汽冷卻器內(nèi)蒸汽比焓降=2302.7kj/kg.計算過程如下:1.近似熱力過程曲線的擬定在圖（3-5）h-s圖上由可確定汽輪機近期狀態(tài)點o并查的出比焓=3304.2kj/kg.設進汽機構的節(jié)流損失=0.04，得調(diào)節(jié)級前壓力，查得=2127.3kj/kg，整機的理想比焓降等于1176.9kj/kg，相對內(nèi)效率為85%，有效比焓降為1

25、000.365kj/kg,排汽比焓降為2303.835 kj/kg。圖（3.1）h-s圖2.估算汽輪機的進汽量設m=1.12,=2.5t/h,=99.0%,=97.5%,=80%=80%=0.8×25000=20000kw故： =86（t/h） (3-2)蒸汽量包括前軸封漏氣量=1，000t/h，待汽輪機通流部有關尺寸確定后才能計算。 3.確定軸汽壓力該機采用大氣式除氧器，除氧器壓力為0.118mpa，對應的飽和水溫度=104.25?？紤]到費調(diào)節(jié)抽汽隨負荷變化的特點，為了維持所有工況下除氧器定壓運行，供給除氧器的回熱抽氣壓力一般變化除氧器工作壓力高0.20.3mpa.本機采用70%負

26、荷以下時除氧器與h高壓加熱器共汽源的運行方式，故除氧器的回熱抽氣壓力僅此除氧器工作壓力高出0.024mpa。 根據(jù)給水溫度=159，可得高壓加熱器給水出口水溫=159，可得高壓加熱器給水出口溫度=159，且除氧器出口水溫=104.25，根據(jù)等溫升（等比焓升）分配原則得高壓加熱器給水溫，104.25+（5），取為126.6，同樣的方法可選取低壓加熱器的出口給水溫度見表2-2。根據(jù)各加熱器的出口水溫及出口端差，可得加熱器疏水溫度。查得對應的飽和壓力pe加熱器的工作壓力。考慮抽氣管壓損后可確定各級回熱抽氣壓力pe。在擬定的近似熱力過程曲線上求出各級回熱抽氣此比焓值，見圖（3.2）圖（3.2）汽輪機組

27、的蒸汽熱力膨脹過程線 4、各級加熱器回熱抽氣量計算（1）h1高壓加熱器：已知：=1.000t/h，=0.77t/h,=0.5t/h。 其給水量為+=86.27（t/h） (3-3) 式中 高壓端軸封漏氣量，t/h； 漏入h2高壓加熱器的軸封漏氣量，t/h； 射汽抽氣器耗氣量，t/h。查表3-2得：給水出口比焓=675.2kj/kg，抽氣比焓=2996.7 kj/kg，飽和水比焓=693.6 kj/kg，加熱器進口水比焓=539.3 kj/kg。一般加熱效率取=0.98.該級回熱抽氣量為 5.194（t/h） (3-4)表3-2 25mw凝汽式汽輪機加熱器汽水參數(shù)加熱器號抽 氣壓力(mpa)抽氣

28、比焓（kj/kg）抽氣管壓損( % )加熱器工作壓力mpa飽和水溫度（）飽和水比焓（kj/kg）出口端差（）給水出口溫度（）給水出口比焓（kj/kg）0.7452996.780.686164.2693.65159.17675.20.3162832.480.290132.4556.65127.42539.30.1422703.4170.118104.3437.00104.25437.00.0862629.680.07993.15390.2390.15378.4 圖（a）為加熱器熱平衡圖 圖（b）為除氧器熱平衡圖（2）除氧器 除氧器為混合式加熱器其熱平衡圖見圖3-7（b）。查表3.2得， =270

29、3.4kj/kg, =437.0kj/kg. 分別列出除氧器的熱平衡方程式與質(zhì)量方程式： (3-5)整理后得：2703.4+378.4=32830.853 +=77.522 (3-6) 將（1）、（2）兩式聯(lián)立求解得： 除氧器抽汽量 =1.504 t/h 凝結水量 =76.018 t/h（3）低壓加熱器 其熱平衡圖與圖（a）加熱器的熱平衡相同。 查表3-2 、3-3得， (3-7)回熱抽氣量為： = (t/h) (3-8) 5、流經(jīng)汽輪機各級組的蒸汽流量及內(nèi)功率計算調(diào)節(jié)級（雙列）：查表3-7得：=86t/h,=3304.2kj/kg，=86（t/h） (3-9)第一級組：已知 (3-10)其它

30、級計算方法同第一級組相同。整機內(nèi)功率： (3-11)6、計算汽輪機裝置的熱經(jīng)濟性機械損失： (3-12) 汽輪機軸端功率： 發(fā)電機功率： （kw） (3-13) 符合設計工況pe=20000kw的要求，說明原估計的蒸汽量正確。若功率達不到設計要求，則需修正進氣量并重新進行計算。汽耗量 不抽汽時（回熱抽氣停用）估計氣耗率 汽輪機裝置的汽耗率： q=4.134×（3304.2-675.2）=10868kj/（kw.h） (3-14)汽輪機裝置的絕對電效率：本例計算結果列于以下三個表內(nèi)：表3-3 25mw凝汽式汽輪機熱平衡計算基本數(shù)據(jù)有效比焓降1000.365理想比焓降1176.9機械損失

31、kw216不抽氣時汽耗率dkj/（kw*h）3.725汽輪機裝置電效率%33.13汽輪機總進氣量t/h86發(fā)電機功率kw20801汽輪機軸端功率kw21334汽耗率dkg/（kw*h）4.134汽輪機裝置熱耗率qkj/（kw*h）10868表3-4 各級加熱器回熱抽氣量的計算數(shù)據(jù)給水量t/h86.27凝結水量t/h76.018實際抽氣量t/h5.1942.7841.504計算抽氣量t/h3.957比焓升上級加熱器疏水相當量t/h0.313上級加熱器漏氣相當量t/h0.86 表3-5流經(jīng)汽輪機各級組的蒸汽流量及其內(nèi)功率計算數(shù)據(jù)調(diào)節(jié)級第一級組第二級組第三級組第四級組第五級組第六級組整機內(nèi)功率蒸汽流

32、量t/hd868579.80677.02275.51871.62867.60121550內(nèi)功率kw4923.5239436422760154829213361表3-6 25mw凝汽式汽輪機熱平衡計算數(shù)據(jù)汽輪機初壓mpa3.43射汽抽氣器汽耗量t/h0.5汽輪機初壓435射汽抽氣器比焓量kj/kg2302.7汽輪機初比焓kj/kg3304.2汽輪機總進氣量t/h86工作轉(zhuǎn)速nr/min3000前軸封漏氣量t/h1冷卻水溫15流入凝氣器蒸汽量t/h 67.601汽輪機背壓mpa0.0049/0.0047凝氣器出口水溫31.80抽氣冷卻器出口水溫34.80給水泵壓頭mpa6.27凝結水泵壓頭mpa1

33、.18表3-7 熱平衡計算數(shù)據(jù)加熱器加熱抽氣抽氣壓力mpa0.7450.3160.142抽氣比焓kj/kg2996.72832.42703.4加熱器壓力mpa0.6860.2900.118下飽和水溫164.17132.42104.25下飽和水比焓kj/kg693.6556.6437.01kg蒸汽的放熱量kj/kg2303.12275.82266.4凝結給水被加熱的凝結水量t/h86.27086.27076.018加熱器進口水溫127.42104.2590.15加熱器進口水比焓kj/kg539.3437.0378.4加熱器出口端差550出口水溫159.17127.42104.25出口水比焓kj/

34、kg675.2539.3437.0給水比焓溫kj/kg135.9102.358.6抽氣量計算抽氣量t/h5.1943.9571.967實際抽氣量t/h5.1942.7841.504表3-8 汽機裝置的熱力特性數(shù)據(jù)排氣比焓2297.9發(fā)電效率%97.5等比熵排氣比焓2127.3給水溫度159.17汽輪機內(nèi)效率%85給水比焓675.2回熱系統(tǒng)熱平衡初步計算得到的抽氣壓力與壓力級比焓降分配后所確定的各級壓力往往不能完全吻合，此時必須進行調(diào)整，通常需反復幾次。本例題中所有數(shù)據(jù)為已經(jīng)過調(diào)整后確定熱平衡計算數(shù)據(jù)。 通過回熱系統(tǒng)熱平衡計算可以全面算得機組的熱經(jīng)濟性，當機組的效率、級數(shù)、抽氣點位置以及回熱系統(tǒng)

35、布置有變化時，系統(tǒng)的熱平衡及機組的熱經(jīng)濟性均相應變化，必須重新計算。第四章 通流部分的選型4.1 排汽口數(shù)與末級葉片 凝汽式汽輪機的汽缸數(shù)與排汽口數(shù)時根據(jù)功率和單排汽口凝汽式汽輪機的極限功率確定的。當汽輪機的功率大于單排汽口凝汽式汽輪機的工作極限時，需要采用多缸和多排汽口，但很少采用5個以上汽缸的。 當轉(zhuǎn)速和初始參數(shù)一定時，排汽口數(shù)主要取決于末級通道的排汽面積。末級通道的排汽面積需要結合末級長葉片特性，材料，強度，汽輪機背壓，末級余速損失大小及制造成本等。因素進行綜合比較后確定。通?？砂聪率焦浪闩牌娣e。 （4.1）式中機組電功率，kw；𝐩𝒄汽輪機排汽壓力，pa

36、; 汽缸數(shù)增加軸承數(shù)也增加，機組的總長度增長，遠離推力軸承的汽缸，轉(zhuǎn)子和靜子的熱膨脹差值也相應增大，這既增加了機組的造價又不利于機組的安全經(jīng)濟運行。目前為了減少汽缸數(shù)常采用高、中壓部分合缸和采用較先進的低壓長葉片兩方法。表31為國外某些制造廠設計制造的末級葉片數(shù)據(jù)。 背壓式汽輪機因其排汽面積，流量不大，因此末級葉片可按凝汽式汽輪機中間級處理。 根據(jù)總體設計決定排汽口數(shù)時要盡量在已有的葉片系列中選擇與排汽面積相近的末級葉片或一組葉片，并續(xù)進行蒸汽彎曲應力的校核。新設計的末級葉片一般應使徑高比v=>2.5，軸向排汽速度300 .4.2 配汽方式和調(diào)節(jié)級的選型電站用汽輪機的配汽方式又稱調(diào)節(jié)方式

37、，與機組的運行要求密切相關。通常由噴嘴配汽，節(jié)流配汽，變壓配汽及旁通配汽四種方式。旁通配汽僅在國外生產(chǎn)的汽輪機中采用，國產(chǎn)汽輪機幾乎部不采用。節(jié)流配汽通常只在國家輔助性小功率汽輪機中采用。國產(chǎn)大功率帶負荷的汽輪機在低負荷運行時也采用節(jié)流配汽方式的，如125mw汽輪機在負荷高于兩調(diào)節(jié)閥全開時采用噴嘴配汽第三、四調(diào)節(jié)閥順序開啟；當汽輪機負荷低與兩調(diào)節(jié)閥全開負荷時，采用節(jié)流配汽第一、二兩調(diào)節(jié)閥同時關閉與開啟。變壓配汽僅用于單元機組。其經(jīng)濟性取決于新蒸汽參數(shù)的高低，初參數(shù)越高變壓配汽的優(yōu)越性越顯著。分析計算表明，對初壓在1.23mpa以下的汽輪機采用變壓配汽并無好處，只有在亞臨界或超臨界參數(shù)的汽輪機采

38、用變壓配汽才顯示出優(yōu)越性。表4.1 亞臨界或超臨界參數(shù)的汽輪機制造廠國別葉片高度 （m）平均直徑 （m）徑高比排汽面積 （m*m）葉頂速度轉(zhuǎn)速 r/minjim蘇1.200（鈦）2.9002.4210.9364430000.962.4802.587.4854030000.7652.1002.755.044503000西門子 西 德1.1502.9002.5210.8463230000.8242.2002.695.7047630000.7502.1502.875.074553000aei英1.1432.9702.6010.6863930000.9142.5402.787.285423000 kw

39、v 西 德1.0802.9502.7310.0063330000.8752.6203.007.225503000xtt3蘇1.0502.5502.438.4156530000.8522.3502.766.265033000bbc 瑞士1.0002.7002.708.486003000cembbc法1.0002.8002.808.795983000aeg 西 德0.8502.2502.656.0549030000.7602.1202.795.0645230000.9522.4802.617.405383000ee英0.9402.4602.627.285343000tm3蘇0.8702.4702.

40、846.765243000eeparson英法0.8402.4402.906.445203000skoda捷克0.8552.4602.876.6052030000.8502.5202.976.805293000pato法0.7852.1702.775.364643000ge 美0.8522.3002.716.155943600日立 日本0.8522.3002.716.155943600ee-aei 英0.8502.2802.656.005903600西屋 美0.7872.4803.156.126123600 由上述可知，噴嘴配汽乃是絕大多數(shù)國產(chǎn)汽輪機所采用的配汽方式。采用噴嘴配汽汽輪機，其蒸汽

41、流量的改變主要是通過改變第一級噴嘴的工作面積來實現(xiàn)的，所以該機的第一級又稱調(diào)節(jié)級。調(diào)節(jié)級各噴嘴組的通道面積及通過其內(nèi)的蒸汽流量是不一定相同的。調(diào)節(jié)級的形式與參數(shù)的選擇在熱力設計中時相當重要的，與機組容量大小、運行方式等因素有關。一 調(diào)節(jié)級選型目前常用的調(diào)節(jié)級有單列級與雙列級兩種。主要根據(jù)設計工況下調(diào)節(jié)理想的比焓降的大小來決定其形式的。兩種調(diào)節(jié)級的主要特點是： （1）承擔的理想比焓降：雙列級能承擔較大的理想比焓降，一般約為160500;單列級能承擔的理想焓降比較小，一般在70125. (2) 級效率：雙列級的效率及整機效率較低，在變工況時其級效率變化比單列級?。粏瘟屑壴谠O計工況下效率較高，但在變

42、工況時級效率變化較大。 （3） 結構特點：采用單列級的汽輪機級數(shù)較多，投資費用較大。采用雙列級的汽輪機級數(shù)較少，結構緊湊，因為其調(diào)節(jié)級低的蒸汽壓力與溫度下降較多，所以除調(diào)節(jié)級汽室級噴嘴組等部件較好的材料外，汽缸與轉(zhuǎn)子的材料等級可適當降低，從而降低機組造價，提高機組運行的可靠性。 由此可知，對參數(shù)不高的中、小型汽輪機，在電網(wǎng)中承擔尖峰負荷時，宜采用雙列級。如國產(chǎn)100mw以下的汽輪機絕大多數(shù)采用雙列級；對于高參數(shù)、大容量在電網(wǎng)中承擔基本負荷的汽輪機。如國產(chǎn)中間再熱汽輪機組，宜采用單列級。 二 理想比焓降的選擇 目前國產(chǎn)汽輪機調(diào)節(jié)級理想比焓降選取范圍如前所述。單列級在75125,雙列級在16050

43、0.功率較大者選取較小值。 選擇設計工況下調(diào)節(jié)級理想比焓降時，還要考慮工況變動后的一些因素。如第一組調(diào)節(jié)閥全開時調(diào)節(jié)級葉片的強度；最大工況時調(diào)節(jié)級后的最高溫度（套裝葉輪不超過350，整鍛轉(zhuǎn)子一般不超過530）。此外，為了保證一定的給水溫度，調(diào)節(jié)級后壓力至第一級回熱抽汽壓力之間的比焓降在保證壓力級的平均直徑平滑變化時的條件下，應能分為整數(shù)級。當?shù)谝患壋槠挥谡{(diào)節(jié)級后時，調(diào)節(jié)級后壓力需根據(jù)給水溫度選取。1 調(diào)節(jié)級速度比=的選擇為了保證調(diào)節(jié)級的級效率，應該選取適當?shù)乃俣缺?，它與選擇的調(diào)節(jié)級形式有關。通常單列調(diào)節(jié)級速度比選擇范圍xa=0.350.44,雙列級速度比選擇的范圍在xa=0.220.28.低

44、的反動度和小的部分進汽度對應較低的速度比。2 調(diào)節(jié)級反動度的選擇為了提高調(diào)節(jié)級的級效率，一般調(diào)節(jié)級都帶有一定的反動度。因為調(diào)節(jié)級為部分進汽級，為了減少漏汽損失損失反動度不宜選的過大。雙列調(diào)節(jié)級各列葉柵反動度之和m=b+g+b.一般不超過13%20%；當壓力比<0.4時m可在0.140.25之間選取。反動度在各列葉柵中的分配以各列葉柵通道光滑變化為原則。反動度的大小由調(diào)節(jié)級各列葉柵的出口面積予以保證。表4.2為經(jīng)過實驗證明的具有較高級效率的雙列級各列葉柵的面積比。表4.2經(jīng)過實驗證明的具有較高級效率的雙列級各列葉柵的面積比理想比焓降壓力比第一列動葉出口面積比導葉出口面積比第二列動葉出口面積

45、比ht(kjkgabanaganaban<20<0.551.501.552.352.503.403.802102990.350.551.531.592.402.603.453.80三 調(diào)節(jié)級幾何參數(shù)的選擇 1 調(diào)節(jié)級平均直徑的選擇選擇調(diào)節(jié)級的平均直徑時通常要考慮制造工藝。調(diào)節(jié)級的葉片高度以第一壓力級的平均直徑。一般在下列范圍內(nèi)選取中低壓汽輪機取dm=10001200mm高壓汽輪機取dm=9001100mm;單列級選取較大理想比焓降可取上線值。 2 調(diào)節(jié)級的葉形及幾何特性調(diào)節(jié)級的葉型，尤其是雙列調(diào)節(jié)級的葉型，通常是成組配套選擇使用的。國產(chǎn)汽輪機調(diào)節(jié)級最常用的葉型組合為蘇字葉型。表3-

46、3為常用的蘇字雙列調(diào)節(jié)級葉型的基本數(shù)據(jù)。表4.3 蘇字雙列調(diào)節(jié)級葉型的基本數(shù)據(jù)項目型線出口角范圍進口角范圍相對節(jié)距相對面積比噴嘴tc-1a11°14°0.700.751.00第一列動葉tp-0a14°16°20°30°0.670.721.471.55導葉tp-2a19°22°25°40°0.590.642.452.60第二列動葉tp-4a29°31°45°60°0.500.562.503.80噴嘴tc-214°17°0.700.751.

47、00第一列動葉tp-117°20°20°28°0.600.651.451.50導葉tp-3a23°25°30°45°0.560.632.352.45第二列動葉tp-5a31°34°45°60°0.500.563.103.804.3 壓力級設計特點壓力級一般是指調(diào)節(jié)級后各非調(diào)節(jié)級。當調(diào)節(jié)級選定后，壓力級前后的壓力及理想比焓降也就確定。根據(jù)蒸汽容積流量在汽輪機各級中變化的大小，可將壓力級分為三個級組：高壓級組、中壓級組、低壓級組。 1 高壓級組 高壓級組中蒸汽的容積流量及其變化都

48、較小，級組通流部分的高度不大，幾何尺寸變化緩慢，其各級的能量損失中葉高損失所占比例較大。為減少葉高損失常采用較小的平均直徑dm和較小的噴嘴出口角1，通常1=11°14°。為了使葉高ln不小于1220mm，有的級需要采用部分進汽。此時葉高和進汽度的選擇原則時，葉高損失部分進汽損失之和為最小所對應的葉高稱為最有利葉高。 對于大容量機組，為保證必要的高度和強度，高壓隔板和噴嘴往往較厚，導致噴嘴相對高度較小，端部損失較大。為例增加葉柵高度，我國汽輪機制造配以加強筋來滿足葉柵剛度與強度的要求。2 中壓級組中壓級組工作在過熱蒸汽區(qū)，故不產(chǎn)生濕氣損失，同時蒸汽流過高壓級組 彭脹容積流量較大，因此各級葉高損失和漏汽損失較小，級組中各級效率都較高，比較容易設計成有適中高度、光滑變化的通道形狀。設計多級沖動式汽輪機時，通常選取高、中壓非調(diào)節(jié)級的速度比xa=0.460.50;為保證設計工況下葉片根部不吸汽不漏汽，通常選用根部反動度r=3%5%。 3 低壓級組低壓級組一般是指包括最末級在內(nèi)的幾個壓力級。為適應蒸汽流量急劇增大的要求，低壓級組的葉高和平均直徑需同時放大。該級設計需考慮的主要因素時，力求將葉高控制在合理范圍，盡量時通道形狀保持光滑變化。通常采用下列措施保證通道的光滑變化：（1）逐級提