汽轮机课程设计-多级凝汽式汽轮机组热力设计Word下载.doc
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绪论
一．设计题目
多级凝汽式汽轮机组热力设计
二．设计内容
1、按所给参数分析并确定热力设计的基本参数；
2、拟定汽轮机近似热力过程曲线和原则性热力系统，进行汽耗量、回热系统热平衡及热经济性的初步计算；
3、确定调节级的形式、比焓降、叶型及尺寸，速比选用0.23/0.26；
4、确定压力级的级数和排气口数，并进行各级比焓降分配；
5、对压力级进行热力计算，求出各级通流部分的几何尺寸、相对内效率和内功率，确定汽轮机实际的热力过程曲线；
6、整理说明书，并给出热力计算结果汇总表。
三．设计要求
1、运行时有较高经济性；
2、不同工况下工作时均有较高可靠性；
3、在满足经济性和可靠性的同时，还应考虑到汽轮机的结构紧凑，系统简单，布置合理，成本低廉，安装与维修方便，以及零件的通用化和系列等因素。
四．主要参数
汽轮机额定功率（Pr,kW）50000
汽轮机涉及功率（Pe,kW）40000
汽轮机初压（P0,MPa）8.5
汽轮机初温（t0,℃）535
汽轮机工作转速（n,r/min）3000
汽轮机排气压力（Pc′,MPa）0.0045
给水温度（tfw,℃）158
冷却水温度（tc1,℃）20
凝汽器出口水温（tc,℃）31.5
给水泵压头（Pfp,MPa）0.28
凝结水泵压头（Pcp,MPa）1.18
射汽抽气器汽耗量（△Dej,t/h）1.2
射汽抽气器出口水温（tej,℃）38.68
射汽抽气器比焓降（hej,kJ/kg）558.3
回热级数（Z,级）5
前言
汽轮机是以蒸汽为工质的旋转式热能动力机械，与其他原动机相比，他具有单机功率大、效率高、运转平稳和使用寿命长等优点。
汽轮机的主要用途是作为发动机的原动机。
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，都采用益汽轮机为动力的汽轮发电机组。
汽轮机能变速运行，可用来直接驱动各种泵、风机、压缩机和船舶螺旋桨等。
汽轮机的排气或中间抽气还可以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，还可以用各种类型的工业汽轮机（包括发电、热电联供、驱动动力用），使用不同品位的热能得以合理有效地利用。
汽轮机必须与锅炉（或其他蒸汽发生装置）、发电机（或其他被驱动机械）、以及凝汽器、加热器、泵等机械设备组成成套装置，共同工作。
具有一定温度和压力的蒸汽可来自锅炉或其他气源，经主汽阀和调节汽阀进入汽轮机内，依次流过一系列环形安装的喷嘴栅（或静叶栅）和动叶栅而膨胀做功，将其热能转换成推动汽轮机转子旋转的机械功，通过联轴器驱动其他机械，如发电机。
膨胀做功后的蒸汽由汽轮机的排气部分排出。
在火电厂中，其排气通常被引入凝汽器，向冷却水放热而凝结，凝结水再经泵输送至加热器中加热后作为锅炉给水，循环工作。
1.近似热力过程曲线的拟定
在h-s图上，由Pc=8.5，t0=535可确定汽轮机进气状态点0，并查得初焓h0=3480.09kJ/kg。
设进气机构的节流压力损失△P0=0.04P0，得调节级前压力P0′=P0-△P0=8.5-0.04×
8.5=8.16MPa。
并由此可确定调节级前蒸汽状态点1，过1点作等熵线向下交P2=0.0048MPa线于2点，查得h2t=2061。
86kJ/kg。
因此，整机的理想比焓降htmac=h0-h2t=3480.09-2061.86=1418.23kJ/kg。
估取汽轮机相对内效率ηri=85.5%。
整机的有效比焓降△himac=△htmac×
ηri=1418.23×
0.85=1212.59kJ/kg，汽轮机排汽比焓hz=h0-himac=3480.09-1212.59=2267.5kJ/kg。
用直线连接1、Z两点，在中间点3′处沿等压线下移20-25kJ/kg得到点3。
用平滑的曲线连接1、3、Z三点，得到该机在设计工况下的近似热力过程曲线，如图1所示。
图150MW凝汽式汽轮机近似热力过程曲线
本汽轮机回热系统如图2所示，图中H1,H2为高压加热器，H3,H4为低压加热器，Hd为除氧器，共五级回热抽汽。
图2
2.估算汽轮机进汽量D0
设m=1.12，机械效率ηm=0.97，发电机效率ηg=0.97，汽轮机漏汽量△D=3%De，且有：
（上式中没有考虑汽轮机轴封漏气）
3.确定抽汽压力
该汽轮机采用大气压力式除氧器，除氧器压力为0.118MPa，对应的饱和水温度ted′=104.25℃,考虑到非调节抽汽随负荷变化的特点，为了维持所有工况下除氧器都能定压运行，供给除氧器的回热抽汽压力一般比除氧器的压力高0.02-0.03MPa。
本机采用70%负荷以下时除氧器与H2高压加热器共汽源的运行方式，所以，除氧器的回热抽汽压力仅比除氧器工作压力高出0.024MPa。
根据给水温度tfw=158℃可得H1高压加热器给谁出口温度tw2=158℃，且除氧器出口水温twd=104.3℃，根据温升（等比焓升）分配原则，的H2高压加热器给谁出口温度：
℃
取tw2=131℃。
用同样方法选取各低压加热器的出口水温tw2（见表1）。
根各加热器的出口水温tw2及出口端差δt，可得加热器疏水温度te′=tw2+δt，查得te′对应的饱和压力Pe（见表1）。
在拟定近似热力曲线上求出各回热抽汽
比焓值he，如图3所示。
图3
4.各级加热器抽汽量计算
5.4-1H1高压加热器
5.其给水量为
该加热器平衡方程式为
式中，--加热器效率，一般取=0.98（下同）。
该级回热抽气量为：
上式中有关符号的意义及数值见表1和表2。
高压加热器热平衡图如图4（a）所示。
图4加热器平衡图
（a）加热器（b）加热器（c）除氧器
4-2H2高压加热器
该加热器热平衡图如图4（b）所示，先不考虑漏入高压加热器的那部分轴封漏气量以及上级加热器流入本级加热器的疏水量，则该级加热器的计算抽气量为：
表150MW凝汽式汽轮机加热器汽水参数
加热
器号
抽气压力
（）
抽气比焓
（kJ/kg）
抽气管压损
（%）
加热器工作压力
饱和水温
（℃）
饱和水比焓
出口端差
给水出口水温
给水出口比焓
0.7248
2938.0
8
0.6668
163
688.63
5
158
666.89
0.3504
2805.0
0.3224
136
572.05
131
550.66
0.1419
2672.0
17
0.1178
104.25
437.04
0.0582
2556.0
0.0535
83
347.54
3
80
334.95
0.0207
2437.0
0.0190
59
246.97
56
234.42
、
考虑上一级加热器疏水流入高压加热器并放热可使本级抽气量减少的相当量为：
考虑前轴封一部分漏气量，漏入本级加热器并放热可使本级会热抽气量减少的相当量为：
式中--轴封漏气比焓值，相当于调级后气室中蒸汽的比焓，
，
本级高压加热器实际所需回热抽气量为：
4-3--除氧器
除氧器为混合式加热器，其热平衡图如图4（c）所示。
分别列出除氧器的热平衡方程式和质量平衡方程式如下：
将已知数据代入上述两式中，整理后得：
联立上式求解可得：
除氧器抽气量（t/h）
凝结水量（t/h）
4-4低压加热器
该级加热器热平衡图与高压加热器的热平衡图相同，其回热抽气量为
4-5低压加热器
该级加热器凝结水进口水温与凝汽器压力及流经抽气冷却器的温升有关。
当，凝汽器压力=0.0043MPa时，对应的凝结水饱和温度=31.5℃，比焓值=2558.43kJ/kg。
凝结水流经抽气冷却器的温升可根据冷却器的热平衡公求得其比焓升为：
式中为抽气冷却器中蒸汽的比焓降。
为抽气汽耗量，两者为已知数据
考虑传热效率等因素，凝结水泵压头=1.18MPa，该压力下水在30~40℃之间比焓升对应的温升=3~5℃，取=3℃。
H4低压加热器凝结水进口水温
对应的比焓值
的计算抽气量为：
的疏水流入引起末级回热抽气量减少的相当量为：
的实际回热抽气量为
5.流经汽轮机各级组的蒸汽流量及其内功率计算调节级
（调节级后压力为3.11MPa，比焓值=3181kJ/kg。
待调节级型式选定及热力计算后求得，第一次估算时，可估取调节级理想比焓降及级效率后在h-s图的近似热力过程曲线上查得）
第一级组
第二级组
第三级组
第四级组
第五级组
第六级组
整机内功率
6.计算汽轮机装置的经济性
机械损失
汽轮机轴端功率
发电机出线端功率
符合设计工况的要求，说明原估计的蒸汽量正确
汽耗率
不抽气时（回热抽气停用）估计汽耗率：
汽轮机装置的热耗率：
汽轮机装置的绝对电效率：
本机计算结果列于表2内
表250MW凝汽式汽轮机热平衡计算数据
汽轮机初压
MPa
8.5
射汽抽气器汽耗量
t/h
1.2
汽轮机背压
0.0045/0.0043
汽轮机初温
℃
535
射汽抽气器比焓降
kJ/kg
558.3
凝汽器出口水温
31.5
汽轮机初比焓
3480.09
汽轮机总进气量
142.79
抽汽冷却器出口水温
34.5
工作转速
n
r/min
3000
前轴封漏气量
1
给水泵压头
0.28
冷却水温
20
流入凝汽器蒸汽量
112.557
凝结水压头
1.18
热平衡计算数据
加热器
加热器压力
下饱和水温度
下饱和水比焓
1kg蒸汽放热量
2249.37
2232.95
2234.96
2208.46
2190.03
被加热的凝结水量
143.99
124.637
加热器进口水温
加热器进口水比焓
144.56
加热器出口端差
凝结给水
出口水温
tw2
出口水比焓
给水比焓升
116.23
113.62
102.09
100.53
89.86
抽气量
计算抽气量
△Dei’
7.592
7.476
4.815
5.789
4.891
前轴封回收相当量
0.934
上级加热器疏水相当量
0.396
0.266
实际抽气量
6.146
1.513
4.625
汽轮机装置的热力特性数据
排气比焓
2267.5
机械损失
kW
443.1
不抽汽时汽耗率
kg/（kW·
h）
3.098
等比熵排气比焓
2061.86
联轴器端功率
4386.3
给水温度
理想比焓降
1418.23
发电机效率
﹪
97
给水比焓
有效比焓降
1212.59
发电机端功率
42547.7
热耗率
9416.6
汽轮机内效率
85.5
绝对电耗率
38.24
汽轮机内功率
44306.7
汽耗率
3.356
41
7.通流部分选型
7-1配气方式和调节型选型
本机设计为凝汽式汽轮机
其配气方式为喷嘴配气方式，调节级为双列调节级，因为双列调节级能承担较大的比焓降，为160-500kJ/kg,本机取350kJ/kg。
调节器后压力为3.11MPa，调节级速度比，速度比取低得反动度和部分进去度选小值
反动度
为第一列动叶反动度取
为导叶反动度取
为第二列动叶反动度取
假设是全部进气量在临界状态下通过调节级所需要德喷嘴当量面积，则：
体积流量
进入喷嘴的蒸汽初速：
7-2调节级几何参数的选择
考虑制造工艺、调节级叶片的高度及第一压力级平均直径，本机调节级平均直径取
7-3各级平均直径的确定
7-3-1第一压力级平均直径的估取
式中取；
——级理想比焓将，假设=50kj/kg
则
7-3-2本机末级直径的估取
则（m）
式中——通过末级的蒸汽流量，kg/s
——末级动叶出汽角，一般取
——末级余速损失系数，一般，取=0.020
——末级动叶排气比容，查得
——末级径高比，本机取
则
7-3-3确定压力级平均直径的变化
采用作图法确定压力级平均直径的变化规律，如图5所示，在横坐标上任取长度为的线段BD，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，如图5中的AB与。
根据所选择的通道形状，用光滑曲线将AC两点连接起来，AC曲线即为压力级各级直径的变化规律。
7-4级数的确定及比焓的分配
7-4-1级数的确定
7-4-1-1级数的确定先求压力级平均直径
在图5上将BD线段分为10等分，如图5中1-2……9点，从图中量出各段长度，求出平均直径
7-4-1-2压力级平均理想比焓降
式中——根据范围选择，取
则
7-4-1-3级数的确定
（取整）
式中——压力级组理想比焓将；
——重热系数，取
则
取级
图5压力级平均直径变化规律
校核：
式中——系数，取；
——压力级组的内效率，，
在误差范围内，估取正确
7-4-2比焓降分配
7-4-2-1各级平均直径的求取
将图5中线段BD重新分为13份，在平均变化曲线AC上求出各级的平均直径，如图
7-4-2-2各级比焓分配
根据求出的各级平均直径，选取相应的速度比，根据式
求出各级的理想比焓降，将参数列成表3
表3比焓降分配辅助用表格
级号
平均直径
速度比
试算理想比焓降
dm
xa
△ht
1.007
0.49
52.1
2
1.060
57.7
1.081
60.0
4
1.102
62.4
1.134
66.1
6
1.199
73.9
7
1.224
77.0
1.280
0.50
80.9
9
1.328
87.0
10
1.400
96.7
11
1.474
107.2
12
1.573
122.1
13
1.140
132.7
14
1.763
153.4
总和
1229.2
7-4-2-3各级比焓降的修正
调整时应注意以下几点：
除氧器的抽汽压力应大于其额定值，以免负荷变小时不能保证充分除氧；
除氧器前一级抽汽压力不可过高，否则容易引起给水除氧器内德自生沸腾；
满足给水温度要求。
8.汽轮机双列调节级的热力计算
8-1叶型及其选择
8-1-1叶片型线图
叶栅中叶片的横截面形状成为叶型，其周线称为型线。
如图6所示为汽轮机叶栅参数示意图。
图6叶栅参数
T—叶栅节距；
b—叶栅弦长；
—喷嘴与动叶的安装角；
B—叶栅宽度
8-1-2叶型及有关参数的选择
8-1-2-1叶型的选择
本汽轮机喷嘴气流速度的马赫数在之间，所以选用带b的跨音速叶栅，具体选取如下：
喷嘴TC—2b型叶宽
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