N12-3.5435汽轮机通流部分热力设计.doc

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1、汽轮机课程设计说明书 汽轮机课程设计说明书 第一部分：课程设计的任务与要求：一设计题目：N12-3.5/435汽轮机通流部分热力设计二已知参数：额定功率：pr12MW， 额定转速：ne3000r/min， 设计功率：pe9.6MW， 新蒸汽压力：p03.5MPa，新蒸汽温度： t0435， 排汽压力：pc0.005MPa，给水温度：tfw150， 冷却水温度：tw120，给水泵压头：pfp6.3MPa， 凝结水泵压头:pcp=1.2MPa，射汽抽汽器用汽量： Dej500kg/h，射汽抽汽器中凝结水温升： tej3，轴封漏汽量： D11000kg/h，第二高压加热器中回收的轴封漏汽量： D17

2、00kg/h。回热级数：5三任务与要求（1）估算整机蒸汽流量及拟定热力过程曲线；（2）回热系统热平衡初步计算及回热系统示意图绘制；（3）非调节级理想比焓降分配和级数确定；（4）计算调节级与非调节级通流部分几何尺寸：各级平均直径、叶片高度、通流面积、叶片数、叶宽、节距、静叶片安装角、动叶片安装角、及出汽角等；（5）计算级效率、级内功率、整机内功率及相对内效率；（6）整机校核（电功率、内效率）；（7）按比例绘制通流部分子午剖面流道图和各级速度三角形图，以及调节级详细热力过程曲线示意图，整机热力过程曲线图； （8）编写计算机程序方框图； （9）编写计算机运行程序；（10）调试并运行热力设计计算机程序

3、；（11）编写课程设计说明书（说明书规格按学校要求，内容为上述计算内容）。第二部分：汽轮机热力计算一、汽轮机进汽量D0的初步估算和近似热力过程曲线的初步计算1根据已知的p0、t0和pc，确定蒸汽通过主汽门、配汽机构及排汽管中的压力损失。进汽机构节流损失： 排汽管中压力损失： 调节级前的压力为： 末级动叶后压力为： 2选取机组的相对内效率、发电效率和机械效率由于汽轮发电机组的额定功率：pr12MW所以取汽轮机相对内效率ri，发电机效率g (全负荷)，机械效率ax.3热力过程曲线的初步拟定由p03.5MPa，t0435确定初始状态点“0”：3304.07735 kJ/kg， = 6.9597 kJ

4、/(kgK)由 kJ/kg，从而确定“1”点：= 6.9778kJ/(kgK)， = 434.118过“0”点做定熵线与Pc=0.005MPa的定压线交于“”点，查得：= 2122.1146kJ/kg， = 32.91整机理想焓降为：kJ/kg整机有效焓降为：1181.9630.82 969.2095kJ/kg从而确定“3”点的比焓为： =-=3304.07735969.2095=2334.86785kJ/kg又因为余速损失为： 所以“4”点的比焓为：再由可以确定“4”点，并查得： =7.56144kJ/(kgK)然后用直线连接“1”、“4”两点，求出中点“2”， =2807.653 kJ/k

5、g， =7.26962 J/(kgK)并在“2”点沿等压线向下移14kJ/kg得“2”点， =2793.653 kJ/kg， =7.237437 J/(kgK)过“1”、“2”、“3”点作光滑曲线即为汽轮机的近似热力过程曲线。汽轮机近似热力过程曲线图见附图-1.4整机进汽量估计 一般凝汽式汽轮机的总蒸汽流量可由下式估算： t/h式中 汽轮机的设计功率， KW 通流部分的理想比焓降，KJ/kg ； 汽轮机通流部分相对内效率的初步估算值(0.8200.850) ； 机组的发电机效率(全负荷，0.9650.975) ； 机组的机械效率（0.9850.990） ；D 考虑阀杆漏气和前轴封漏汽及保证在处

6、参数下降或背压升高时仍能发出设计功率的蒸汽余量，通常取=3%左右，t/h m 考虑回热抽汽引起进汽量增大的系数，它与回热级数、给水温度、汽轮机容量及参数有关，通常取m=1.081.25， 调节抽汽式汽轮机通流部分设计式，要考虑到调节抽汽工况及纯凝汽工况。一般高压部分的进汽量及几何尺寸以调节抽汽工况作为设计工况进行计算，低压部分的进汽量及几何下以纯凝汽工况作为设计工况进行计算。取 回热抽汽进汽量增大系数，漏汽蒸汽余量汽轮机相对内效率ri0.82，机械效率，发电机效率二、调节级详细计算1根据调节级的选择原则，选取调节级的型式及相关参数如下：a）调节级型式：双列复速级 b）理想焓降： c）平均直径：

7、 d）反动度： e）速度比： =0.24 注： 2喷嘴理想比焓降： kJ/kg 3计算喷嘴出口汽流状态并选择喷嘴型线：取喷嘴的速度系数则喷嘴损失： kJ/kg kJ/kg在h-s图上近似做出热力过程线，取动叶进口参数为：1.63MPa， =0.1677m3/kg 因为,故在喷嘴中汽流为超声速流动， 故选择TC-2B型线，出汽角为=15。 4喷嘴出口汽流速度： m/s m/s 5计算喷嘴出口面积：查得喷嘴流量系数0.97 6计算喷嘴最小截面积及斜切部分偏转角 因为,所以汽流在斜切部分发生膨胀，产生偏转: cm2 解得：7计算喷嘴出口高度和部分进汽度e因为所以 取，则求得：，满足要求。8. 计算第

8、一列动叶进口汽流角和相对速度 kJ/kg 由上可查h-s图得第一列动叶进口的滞止压力=2.36108MP9. 计算第一列动叶出口汽流相对速度第一列动叶理想焓降：kJ/kg第一列动叶滞止理想焓降：kJ/kg第一列动叶出口汽流相对速度 m/s在图4中查得： m/s10第一列动叶损失为： kJ/kg根据和在h-s图中做出动叶热力过程曲线，查得第一列动叶后蒸汽状态点：P21.47282MPa，V20.1825397m3/kg11第一列动叶出口面积： 由于， 故汽流在第一列动叶中为亚声速流动。12. 第一列动叶出口高度和汽流出口角由前面计算可知：所以查表1得： ，对于一短叶片，有：进而汽流出口角13第一

9、列动叶出口汽流速度和出汽角 14. 导叶的理想比焓降 kJ/kg kJ/kg15. 计算导叶出口速度理想速度：查图4可得：实际速度：16. 导叶内损失： kJ/kg在h-s图中做出导叶热力过程曲线，查得导叶后蒸汽状态点：P1=1.4463058MPa, v1=0.1865665m3/kg17. 计算导叶出口截面积及进口高度导叶出口截面积：导叶进口高度：18. 导叶出汽角 19. 第二列动叶进口相对速度和方向 20. 计算第二列动叶出口汽流相对速度第二列动叶理想比焓降： kJ/kg滞止理想焓降： kJ/kg21.动叶出口理想相对速度： 查图4可得： 动叶出口实际相对速度：22. 第二列动叶损失为

10、： kJ/kg根据和在h-s图中做出动叶热力过程曲线，查得第二列动叶后蒸汽状态点： P21.40725MPa，V20.191034m3/kg23. 计算第二列动叶相关参数第二列动叶出口截面积： 第二列动叶进口高度：第二列动叶出口高度：24第二列动叶出口汽流角：25第二列动叶出口汽流绝对速度方向与大小 26余速损失为： 27轮周有效焓降（不计叶高损失）： 28. 轮周效率的计算及校核 所以它是合格的。29计算叶高损失 kJ/kg（对于复速级）30轮周有效比焓降：轮周功率： 31部分进汽损失与叶轮摩擦损失叶轮摩擦损失： kJ/kg在计算部分进汽损失时，由于采用的是双列级，于是Ke=0.55，Ke=

11、0.016，所以有 32级有效比焓降为： 内功率为： 取第一级非调节级和调节级之间的余速利用系数为0.9 则非调节级进口处参数为： 查得 P=1.4072512 MPa s=7.1106 J/(kgK) v=0.19660876 m3/kg33级效率为： 34调节级叶栅几何参数选择（1）喷嘴：由前面的计算可知，喷嘴叶型为：TC-2， ，于是取，。 ，取整得：反算： 合格查得安装角为38（2）第一列动叶：由前面的计算知：，故选TP-1B型，于是取，。，取整得：反算： , 合格查得安装角为81（3）导叶：由前面的计算知：,选TP-3A型，于是取，。 ，取整得：反算： , 合格查得安装角为78（4）

12、第二列动叶：由前面的计算知：，选TP-5A型，于是取，。，取整得：反算： 合格查得安装角为78三、回热系统平衡初步估算汽轮机进汽量估算及汽轮机近似热力过程曲线拟定以后，就可进行回热系统的热平衡计算。A、回热抽汽压力的确定1. 除氧器的工作压力给水温度和回热级数确定之后，应根据机组的初参数和容量确定除氧器的工作压力(2个高压加热器、2个低压加热器、1个除氧器)。除氧器的工作压力与除氧效果关系不大，一般根据技术经济比较和实用条件来确定。通常在中低参数机组中采用大气式除氧器。大气式除氧器的工作压力一般选择略高于大气压力即0.118MP。2. 抽汽管中压力损失 在进行热力设计时，要求不超过抽汽压力的1

13、0%，通常取=（0.040.08），级间抽汽时取较大值，高中压排汽时取较小值。 3. 表面式加热器出口传热端差t：由于金属表面的传热阻力，表面式加热器的给水出口水温与回热抽汽在加热器中凝结的饱和水温间存在温差t=-称为加热器的出口端差，又称上端差，经济上合理的端差需通过综合的技术比较确定。一般无蒸汽冷却段的加热器取t=36（取高压加热器端差为5C，低压加热器端差为3C，除氧器的端差为0C。）4. 回热抽汽压力的确定在确定了给水温度、回热抽汽级数、上端差t和抽汽管道压损等参数后，可以根据除氧器的工作压力，确定除氧器前的低压加热器数和除氧器后的高压加热器数，同时确定各级加热器的比焓升或温升。这样，

14、各级加热器的给水出口水温也就确定了。根据上端差t可确定各级加热器内的疏水温度，即=+t。从水和水蒸气热力性质图表中可查得所对应的饱和蒸汽压力-个加热器的工作压力。考虑回热抽汽管中的压力损失，可求出汽轮机得抽汽压力，即=+。在汽轮机近似热力过程曲线中分别找出个抽汽点得比焓值，并将上述参数列成表格如下：加热器号抽汽压力抽汽比焓抽汽管压损加热器工作压力饱和水温度饱和水比焓出口端差给水出口温度给水出口比焓H10.59058279080.54333155.00655.605150.00634.02H20.31163275580.28669132.13557.565127.13536.29HD0.1422

15、708170.118104.25437.010104.25437.01H30.07255265080.0667588.375372.71385.375360.15H40.02842258480.0261565.5276.9945362.5264.46B、各级加热器回热抽汽量计算 在拟定的近似热力过程曲线上求出各回热抽汽比焓值,见下图 hs3.5MPa4353304.07735kj/kg0.5911910.14220.31212840.50.073近似热力过程曲线12MW凝汽式汽轮机回热系统图1.回热系统热平衡估算：(1) H1号高压加热器 其给水量为Dfw=D0-Dl +Dej=44.93-1

16、+0.5=44.43t/h式中 Dl 高压端轴封漏汽量， 1 t/h； Dej 射汽漏汽器耗汽量， 0.5 t/h； Dl漏入H2高压加热器的轴封漏气量，t/h。 ，下同。因为 所以该级回热抽汽量为： (2)H2号高压加热器先不考虑漏入H2高压加热器的那部分轴封漏气量Dl及上级加热器的疏水量Dej，则该级加热器的计算抽气量为：=44.43x（536.29-437.01）/(2790-655.60)x0.98=2.10 t/h考虑到上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Dele= =2.08x(655.60-557.56)/(2755-557.56)=0.093 t/h

17、Dlle=Dl*(he1-he2)/(he2- he2） =0.77x(2790-557.56)/(2755-557.56)=0.756t/h 本级高压加热器实际所需回热抽气量为： De2=2.10-0.093-0.756=1.251 t/h (3)HD除氧器除氧器质量平衡方程：除氧器热平衡方程：代入数据得： 联立两方程解得：，(4)H3号低压加热器 类似于H1的情况，可以列出如下式子： (5)H4号低压加热器凝汽器压力，对应的，因为射汽抽气器中的凝结水温升为： 所以H4号低压加热器进口水温为：又进口水压为凝结水泵压头，为1.2MP进而可知：，则H4的计算抽汽量为： H3疏水注入H4引起的抽汽

18、减少量为： 2.流经汽轮机各级机组的蒸汽两级及其内功率计算调节级: 44.93t/h,=3304.07735;=2793.653; (调节级后压力为1.22，比焓值3089.2KJ/kg)第一级组：44.93-1=43.93 t/hPi1=D1（hl-he1）/3.6=43.93（3089.22790）/3.6=3651.1 kw第二级组：D2=D1-De1=43.93-2.08=41.85 t/hPi2=D2（he1-hed）/3.6=41.85（27902755）/3.6=406.9 kw第三级组：D3=D2-De2=41.85-1.251=40.599 t/hPi3=D3（he2-hed

19、）/3.6=40.599 （2755-2708）/3.6 =530.0 kw第四级组：D4=D3-Ded=40.599 -1.003=39.596 t/hPi4=D4（hed-h3）/3.6=39.596 （27082650）/3.6=637.9 kw第五级组： D5=D4-De3=39.596-1.685=37.911 t/h Pi5=D5（he3-he4）/3.6=37.911 （2650-2584）/3.6=695.0 kw第六级组： D6=D5-De4=37.911-1.895=36.016t/h Pi6=D6（he4-heZ）/3.6=36.016 （2584-2310.2）/3.6

20、=2739.2 kw整机内功率：Pi=Pi=6370.4+3651.1+406.9+530.0+637.9+695.0+2739.2=15030.5kw3. 计算汽轮机装置的热经济性机械损失 Pm=Pi(1-m)= 15030.5(1-0.988)=180.366 kw轴端功率 Pa=Pi-Pm =15030.5-180.366=14850.134 kw 发电机功率 Pe=Pag=14850.1340.97=14404.63kw 校核 （14850.134-14404.63）/14404.63*100%=3.09%符合设计工况Pe=96000kw的要求，原估计的蒸汽量D0正确。汽耗率：44.9

21、3x103/9.6x103= 4.68kg/(kw.h)不抽汽时估计汽耗率： 3.72 t/h汽轮机装置汽耗率： =4.68(3304.07735-634.02)=12495.87KJ/(kw.h)汽轮机装置的绝对电效率：3600/12495.87=28.81%表2-3 12MW凝汽式汽轮机热平衡计算数据基 本 数 据0.00520.005032.9135.916.31.2汽轮机装置的热力特性数据3.72150634.0212495.8728.81MpaMpaMpakg/kWhKJ/kgkg/kWhpc/pctctejpfppcpdtfwhfwqel汽轮机背压凝汽器出口水温抽汽冷却器出口水温给

22、水泵压头凝结水泵压头不抽气时汽耗率给水温度给水比焓热耗率绝对电效率0.52302.744.931.036.016180.36614850.1349714404.6344.934.68t/hKJ/kgt/ht/ht/hkWkWkWt/hkg/kWhDejhelD0DlDePmPagPeD0d射汽抽汽器汽耗量射汽抽汽器比焓降汽轮机总进汽量前轴封漏气量流入凝汽器蒸汽量机械损失连轴器端功率发电机效率发电机端功率汽轮机总进汽量汽耗率3.54353304.077353000202310.22122.11461181.963969.218415030.5MpaKJ/kgt/minKJ/kgKJ/kgKJ/k

23、gKJ/kgkWP0t0h0ntclhzh2thtmachtmacripi汽轮机初压汽轮机初温汽轮机初比焓工作转速冷却水温排气比焓等比熵排气比焓理想比焓降有效比焓降汽轮机内效率汽轮机内功率将计算结果列于下表：项 目符 号单 位加 热 器 号H1H2HDH3H4抽汽压力peMpa0.590580.3116260.1420.0725520.028428加热器压力peMpa0.543330.2866860.1180.0667480.02651抽汽比焓hekJ/kg27902755270826502584压力pe下饱和温度te155132.125104.2588.37565.5压力pe下饱和水比焓he

24、kJ/kg655.60557.65437.01372.71276.9945每公斤蒸汽放热量hekJ/kg2268.82072263.45652247.19322190.13192129.6879被加热的给水量Dfwkg/h4443044430393403934039340给水进口温度tw1127.125104.2585.37562.534.8给水进口水比焓hw1kJ/kg536.29437.01360.15264.46146加热器端差t55033给水出口温度tw2150127.125104.2585.37562.5给水出口比焓hw2kJ/kg634.02536.29437.01360.1526

25、4.46给水比焓升hfwkJ/kg97.9399.2876.8695.69118.46实际抽汽量Dekg/h20801251150416851895计算抽气量kg/h20802100（1967）16851965四、压力级焓降分配和级数确定1第一非调节级平均直径的估计 由于调节级的部分进汽度在工况变动时是变化的，而且与第一非调节级的部进汽度不同，因此两级的直径不能相同，一般两级直径差不小于50100mm，故取。2 凝汽式汽轮机末级平均直径的估取 凝汽式汽轮机末级直径的估取： =2.00 式中 Gc 通过末级的蒸汽流量， kg/s；2 末级动叶出汽角，一般取290； 末级余速损失系数，一般=0.0

26、150.025； 末级径高比；2 末级动叶排汽比容，25 m3/kg。 取末级平均直径： 同时，满足约束条件。3凝汽式汽轮机级数及焓降的确定(1)确定非调节级平均直径的变化规律 取一段线段BD，表示知第一非调节级与末级之间的动叶中心距。在BD两端的纵坐标上按比例绘制出第一非调节级与末级的平均直径AB、CD，用一条逐渐上升的光滑曲线把A、C两点连接起来，再把BD分成9等分（95，满足要求），在从均分点处作垂线，便可从图中得到各级的平均直径，再按原则取出各级的最佳速比。将直径与速比都列在下表中：1234567891050110011751265137515001650184020000.490.4

27、950.4970.500.520.540.560.60.6 (2)确定非调节级各级理想比焓降 进而可得：压力级平均理想比焓降为： (3)级数的确定由前面可知调节级的出口“2”点的状态为：，又，由和可查得：。初估重热系数，则压力级级数为：取整得：Z9。 (4)重热系数校核 取K=0.14, ，则有：与假设值接近，满足要求。故取重热系数(5)比焓降分配在图中将BD分成Z-1(=8)份，按与上面相同的方法分配直径，速比，焓降。直径变化规律曲线见附图。进而可得：又有：，计算结果列在下表中： 级 号123456平均直径Dm105011001175126513751500速度比xa0.490.4950.4

28、970.50.520.54试算比焓降（ht）56.64960.92369.51480.21186.26095.193最后确定的比焓降ht58.36962.64371.23481.94187.9896.913789总和ht1650184020000.560.60.6107.103116.023137.078808.964108.823117.743138.798(6)按分配比焓降在焓熵图上得到相应各级压力，与回热系统要求的抽汽压力相比较，十分接近，而且满足除氧器及给水的相关要求，所以可以继续后面的计算。五、非调节级详细计算(1)第一压力级详细计算1. 级反动度：，直径：，级焓降： 级流量： 圆周

29、速度： 喷嘴理想比焓降： 查得喷嘴后蒸汽状态参数：P1t1.16582 MP，V1t0.2376535m3/kg 2. 压力比： 喷嘴滞止焓 故可查得滞止压力=1.483951MP ，故喷嘴中汽流为亚音速流动，故选TC-1A型叶片，取出汽角12 3喷嘴出口汽流速度：4喷嘴出口面积：5喷嘴出口高度 ：6喷嘴损失：7动叶进口汽流角和相对速度 8动叶理想比焓降： 滞止比焓： 9动叶出口汽流相对速度 10动叶损失：查得动叶出口参数：P20.666327MPa，V20.30479m3/kgH22987.4576，s=7.00632 J/(kgK)11动叶出口面积：12. 动叶出口高度和汽流出口角 13动

30、叶出口汽流速度和出汽角 14余速损失：15轮周有效焓降（不计叶高损失） 16. 轮周效率及校核 由于第一级和第二级直径变化不大，故设定余速利用系数为1 故=所以计算结果满足要求。 17计算叶高损失 （对于单列压力级a=1.6） 18轮周有效比焓降： 轮周功率： 19叶轮摩擦损失 20隔板漏气损失 21叶顶漏气损失 查 图-8得 =0.25 =0.94 =0.29 22湿汽损失 由于级前、后的干度均为1，所以为零。 23. 级有效比焓降 24内功率 25级效率26第一压力级叶栅几何参数选择 a)喷嘴： 由前面的计算可知，叶型选为：TC-1A，于是取，。 ，取整得：反算：查得安装角为31.8b)动

31、叶：由前面可知：,故选TP-3A型，于是取，。，取整得：反算：查得安装角为78 (3) 其它各压力级计算过程与第一相同，用Excel软件计算，过程不再书写，只将各级计算的结果列于附表1和表2中。六、回热系统校核修正 在压力级详细计算过程中，通过回热系统初算的各级抽汽压力和压力级详细计算过程中各级末端的出口压力对比，选择出口压力与初算相近的该级末端出口作为回热抽汽点。并根据该抽汽点压力重新逐级计算和修正抽气量和各级加热器进出口参数。 计算过程和回热系统平衡初步估算相同，过程不再书写。逐级计算修正后结果见下表：项 目符 号单 位加热器号H1H2HgH3H4抽汽压力peMpa0.603470.407

32、480.147480.089750.02914加热器压力peMpa0.555190.374880.122410.082570.02681抽汽比焓hekJ/kg29402865277026902490压力pe下饱和温度te155.827141.298105.37994.35566.560压力pe下饱和水比焓hekJ/kg659.164596.715440.37397.84277.586每公斤蒸汽放热量hekJ/kg2280.8362268.2852329.632292.162212.414被加热的给水量Dfwkg/h4443044430403284032840328给水进口温度tw1132.68

33、95105.37990.068562.75835.908给水进口水比焓hw1kJ/kg550.98442.685380.24264.86151.419加热器端差t5.8276.608504.28653.802给水出口温度tw2150134.6895105.37990.068562.758给水出口比焓hw2kJ/kg634.02569.84440.37380.24264.86给水比焓升hfwkJ/kg8304012715.5601301153811344.1抽汽量Dekg/h1651175178920311956.88注：计算各部分回热抽气量按照前面的公式进行校正和计算即可。七、整机效率、整机功

34、率的核算1整机效率核算 所以整机功率有一定的误差。2整机功率的核算 所以整机功率有一定的误差。八、结果分析总结综上所述，相对内效率满足要求，但是功率的误差较大，主要原因分析如下：1焓熵图读图误差较大，误差在最后被放大了；2回热抽汽各级加热器加热温升分配不合理，各级抽汽压力偏高，使得机组做功能力下降。3压力级各级直径划分不合适；4各级喷嘴的入口角取的不太合适，存在进汽损失；5各压力级的最佳速比和反动度的选择不一定最佳6各种损失的系数和余速利用系数的选择较随意，有一定偏差。7计算是以各级平均直径处的参数进行计算的，但实际中沿叶高方向上有变化。 这些原因共同导致了功率的误差和与实际电厂机组的差别。31