汽轮机课程设计汽轮机原理.docx
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汽轮机课程设计汽轮机原理
汽轮机课程设计---汽轮机原理
课程设计
课程名称汽轮机原理
题目名称汽轮机原理课程设计
学生学院_____材料与能源学院____________
专业班级_热能与动力工程（热电方向）09
（1）班
学号____3109007245______________
学生姓名_______李健华___________
指导教师罗向龙__
20012年9月15日
广东工业大学锅炉原理课程设计任务书
题目名称
25000KW凝汽式汽轮机设计
学生学院
材料与能源学院
专业班级
09级热能与动力工程（热电方向）
姓名
李健华
学号
3109007245
一、课程设计的内容
系统地总结、巩固并应用《汽轮机原理》课程中已学过的理论知识，重点掌握汽轮机热力设计的方法、步骤。
通过设计对整个汽轮机的结构作进一步的了解，明确主要部件在整个机组中的作用、位置及相互关系。
通过设计了解并掌握我国当前的技术政策和国家标准、设计资料等。
由于课程设计的题目接近实际，与当前国民经济的要求相适应，因而要求设计者具有高度的责任感，严肃认真。
应做到选择及计算数据精确、合理、绘图规范，清楚美观。
二、课程设计的要求与数据
课程设计的要求是：
掌握汽轮机计算和校核方法；在计算之后能进行必要的理论分析。
主要内容包括：
（1）分析并确定汽轮机热力设计的基本参数，如汽轮机容量、进汽参数、转速、排汽压力或循环水温度、回热加热级数及给水温度、供热汽轮机的供汽压力等。
（2）分析并选择汽轮机的型式、配汽机构型式、通流部分形状及有关参数。
（3）拟定汽轮机近似热力过程线和原则性热力系统，进行汽耗量与热经济性的初步计算。
（4）根据汽轮机运行特性、经济要求及结构强度等因素，比较和确定调节级的型式、比焓降、叶型及尺寸等。
（5）根据流通部分形状和回热抽汽压力要求，确定压力级的级数，并进行各级比焓降分配。
（6）对各级进行详细的热力计算，求出各级流通部分的几何尺寸、相对内效率和内功率，确定汽轮机的实际热力过程线。
（7）根据各级热力计算的结果，修正各回热抽汽点压力以符合实际热力过程线的要求。
（8）根据需要修正热力计算结果。
（9）绘制流通部分及纵剖面图。
三、课程设计应完成的工作
按照给定的设计条件,确定流通部分的几何参数，力求获得较高的相对内效率。
就汽轮机课程设计而言其任务通常是指各级几何尺寸的确定及级效率和内功率的计算。
选择合理参数，保证所设计的汽轮机具有较高的效率和较低的成本，便于安装和检修，并保证在所有的允许工况下具有较高的可靠性。
每个学生应在规定时间内，独立完成所选题目。
运用流体力学、工程热力学相关知识，设计出相应汽轮机。
要求清楚地分析问题、确定汽轮机类型、提出算法、列出公式及数据，最后用公式验证，完成汽轮机设计，并且提交程序说明书。
四、课程设计进程安排
序号
设计各阶段内容
地点
起止日期
1
布置课程设计任务书；讲述课程设计注意事项；讲述汽轮机热力设计基本参数的确定过程。
教室
2012-9-3
2
做好设计前的准备工作；查阅参考资料，掌握并确定汽轮机设计方法和步骤。
学生宿舍
2012-9-4
3
初步完成热力计算
学生宿舍
2012-9-4——
2012-9-8
4
完成汽轮机通流图
学生宿舍
2012-9-8—2012-9-12
5
完成任务说明书，准备答辩
学生宿舍
2012-9-13
9
课程设计答辩
教室
2012-9-14
五、应收集的资料及主要参考文献
1沈士一，庄贺庆，康松，庞立云.，汽轮机原理.，水利电力出版社，1992
2冯慧雯主编，汽轮机课程设计参考资料，水利电力出版社，1992
3康松、杨建明、胥建群编，《汽轮机原理》，中国电力出版社，2000年出版
4翦天聪主编，《汽轮机原理》，中国电力出版社，1992年出版
发出任务书日期：
年月日指导教师签名：
计划完成日期：
年月日基层教学单位责任人签章：
主管院长签章：
摘要
随着社会经济的不断发展，汽轮机的容量在不断的增大。
生活与工业用电造成电网峰谷差日趋增大，造成机组启停频繁，电机组变负荷运行深度调峰。
正因为汽轮机变负荷适应性好，调峰能力强，因此，汽轮机的潜力很大。
汽轮机技术的革新必然会为社会带来巨大的经济效益和社会效益。
为了更好地适应社会发展，加深大学生的研发技能及拓展大学生的理性思维，因此我们进行了12000kW汽轮机的课程设计。
因为时间有限，专业知识不足，造成有不少设计的地方不够完善。
但是，这次课程设计给了我们锻炼自我能力和巩固知识的机会，为今后更好的对汽轮机设计打下了坚实的基础。
关键词：
能源；汽轮机；负荷；效益
一、汽轮机热平衡估算
基本数据：
额定功率Pr＝25000kW，设计功率Pe＝25000kW，新汽压力p0＝9.800MPa，新汽温度t0＝535℃，排汽压力pc＝0.008MPa，给水温度取tfw＝258℃。
1、近似热力过程曲线的拟定
在h-s图上，由p0、t0可确定汽轮机进汽状态点0并查得初比焓h0＝3466.4kJ/kg。
设进汽机构的节流损失△p0＝0.05p0，得调节级前压力p0’＝0.95p0＝9.31MPa，并确定调节级前蒸汽状态点1。
设扣除排汽损失后的排汽压力pc’＝0.00784MPa。
过1点作等比熵线向下交pc’线于2点，查得hc＝2109.7kJ/kg，整机的理想比焓降（Δhtmac）’＝h0-hc＝1361.9kJ/kg.
估计汽轮机相对内效率ηri＝80％，有效比焓降Δhtmac＝（Δhtmac）’ηri＝1089.54kJ/kg，排汽比焓hz=h0-htmac＝2376.87kJ/kg，在h-s图上得排汽点z。
用直线连接1、z两点，在中间3’点处沿等压线下移21～25kJ/kg得3点，光滑连接1、3、z点，得该机设计工况下的近似热力过程曲线，见图1。
图1近似热力过程曲线
2、估算汽轮机进汽量D0
设m＝1.15，ΔD＝3.2t/h，ηm＝0.99，ηg＝0.97，则
蒸汽量ΔD包括前轴封漏气量ΔDl＝2t/h。
二、设计工况下的热力计算
1．确定机组配汽方式
采用喷嘴配汽
2．调节级选型
采用单列级
3．主要参数
（1）已知设计参数
Po=9.8Mpa，to=535℃，Pc=0.008Mpa，Pel=25000KW，n=3000rpm
（2）选取设计参数
①设计功率
取设计功率=25MW。
②汽轮机相对内效率ηri
选取某一ηri值，待各级详细计算后与所得ηri'进行比较，直到符合要求为止。
这里取ηri=74%
③机械效率：
取ηm=99%
④发电效率：
取ηg=97%
⑤给水回热系统及参数：
采用两加热器,一级除氧器。
系统及参数详见给水回热系统图。
4．近似热力过程线的拟定
（1）进汽机构的节流损失ΔPo
阀门全开时，ΔPo=（0.03~0.05）Po，取调节级喷嘴前Po'=0.95Po=9.31MPa
（2）排汽管中压力损失ΔPc：
对于本机,认为Pc'=0.98Pc，即ΔPc=0.02Pc
（3）末级余速损失δhc2：
本机取C2=50m／s
（4）调节级效率
调节级效率较低，而中间级效率较高。
假定调节级ηri=70%而调节级后压力Pa=6.9Mpa，作为初拟热力过程线的参数。
可采用分段拟定热力过程线。
5．汽轮机总进汽量的初步估算
3.6*Pel
Do=————————*m+ΔD=1102.12t/h
（Δhtmac）'*ηriηgηm
Pel——汽轮机的设计功率，kW
（Δhtmac）'——汽轮机通流部分的理想比焓降，由焓熵图查得（Δhtmac）'=1361.9kJ/kg
ηri——汽轮机通流部分相对内效率之初估值；
ηg——机组的发电机效率；
ηm——机组的机械效率；
m——考虑回热抽汽引起汽量增大的系数,它与回热级数、给水温度、汽机容量及参数有关，取m=1.15；
ΔD是考虑门杆漏汽及前轴封漏汽的蒸汽余量，（t/h）
ΔD=ΔDl+ΔDv给定前轴封漏汽ΔDl=2t/h，门杆漏汽ΔDv=1.2t/h；
Do是汽轮机总进汽量。
6．调节级的详细热力计算
（1）确定调节级进汽量Dg
Dg=Do-ΔDv=100.92t／h
（2）确定速比Xa和理想比焓降Δht
取Xa=0.37，取调节级平均直径dm=1100mm，计算时取dm=dn=db
由u=π*dm*n/60=172.7m/s和Ca=u/Xa=466.76m/s，Δht=Ca2/2=108.93kJ/kg，Δht在70~125kJ/kg范围内。
（3）平均反动度Ωm的选取：
取Ωm=5%
（4）计算嘴理想比焓降Δhn
Δhn=（1-Ωm）*Δht=103.484kJ/kg
（5）计算喷嘴前后压比εn
根据Po'、ho以及Δhn查焓熵图，得到喷嘴后压力P1和比容V1t由εn=P1/Po'判断流动状态，选择喷嘴叶型和喷嘴出口角α1。
（参见喷嘴叶型表）
P1=6.851MPa
εn=0.736>εcr，为亚临界流态。
喷嘴叶型选取：
选取部分苏字叶栅TC-2A叶型
选取喷嘴出口角α1=12°
（6）计算喷嘴出口汽流速度C1
=454.938m/s
取φ=0.97，C1=φ*C1t=441.290m/s
（7）计算喷嘴损失δhn
δhn=（1-φ2）*Δhn=6.116kJ/kg
（8）确定喷嘴出口面积An
An=Gn*V1t/（μn*c1t）=32.66cm2
Gn——喷嘴流量，28.034kg/s
V1t——喷嘴出口理想比容，0.476m3/kg
μn——喷嘴流量系数，取μn=0.97
（9）确定部分进汽度e
确定部分进汽度的原则是选择部分进汽度e和喷嘴高度ln的最佳组合，使叶高损失δhl和部分进汽损失δhe之和为最小。
由An=e*π*dm*ln*sin（α1）
得ln=An/（e*π*dm*sin（α1））
而δhl=ξl*Eo=a1/ln*Xa^2*Eo，取a1=9.9
δhe=ξe*Eo=（ξw+ξs）*Eo
鼓风损失系数ξw=Be*1/e*（1-e-ec/2）*Xa3，取Be=0.15，ec=0.4
斥汽损失系数ξs=Ce*1/e*Sn/dn*Xa，取Ce=0.012，Sn=4（喷嘴组数），
dn=dm=1100mm
令y=δhl+δhe
令其一阶导数为零，即求y的极值，最终可得到e，设计时选取e值比计算值稍大些。
由计算得e=0.3328
（10）确定喷嘴高度ln
ln=An/（e*π*dm*sin（α1））=12.65mm，取整得13mm。
（11）动叶高度
盖度Δ=2mm
lb=ln+Δ=15mm
（12）选取盖度Δ
对于本机组来说
调节级：
Δ=2mm
压力级：
Δ=2.0mm（ln<20mm）
Δ=2.5mm（20≤ln<40mm）
Δ=3.0mm（ln≥40mm）
（13）检验根部反动度Ωr
Ωr=1-（1-Ωm）*db/（db-lb）=0.0371
Ωr在0.03─0.05范围内。
（14）求动叶进口汽流相对速度w1和进汽角β1
β1=tan-1[c1*sin（α1）/（c1*cos（α1）-u）]=19.51°
w1=C1*sin（α1）/sin（β1）=274.72m/s
δhw1=w12/2=37.736kJ/kg
（15）计算动叶前滞止压力P10
由h1=h1t+δhn和δhw1查焓熵图
h1=3369.04kJ/kg
P10=7.709Mpa
（16）确定动叶理想比焓降Δhb和动叶滞止理想比焓降Δhb0
Δhb=Ωm*Δht=5.447kJ/kg
Δhb0=Δhb+δhw1=43.182kJ/kg
（17）计算动叶出口汽流相对速度w2
w2t=
=293.878m/s
w2=ψ*w2t=271.837m/s，ψ由Ωm和w2t查ψ图得到（ψ=0.925）
（18）计算动叶损失δhb
δhb=（1-ψ2）*Δhb0=6.234kJ/kg
（19）求取动叶后蒸汽压力P2和比容V2
由Δhb和δhb查焓熵图得到
P2=6.896MPaV2=0.0475m3/kg
（20）确定动叶出口面积Ab
Ab=Gb*V2/w2=49.03cm2，因未考虑叶顶漏汽,故Gb=Gn
（21）确定动叶出口汽流角β2
β2=sin-1[Ab/（e*π*db*lb）]=19.92°
根据β1和β2和动叶叶型表选取动叶叶型
动叶叶型：
选取部分苏字叶栅TP-1A叶型
（22）计算动叶出口汽流绝对速度从C2和出汽角α2
＝117.869m/s
α2=tan-1（w2*sin（β2）/（w2*cos（β2）-u））=42.16°
（23）计算余速损失δhc2
δhc2=0.5*C22=6.947kJ/kg
（24）计算轮周效率比焓降Δhu'（无限长叶片）
Δhu'=Δhto-δhn-δhb-δhc2=89.634J/kg
（25）计算级消耗的理想能量Eo
Eo=δhco+Δht-μ1*δhc2=108.931kJ/kg
对于调节级Eo=Δhto=Δht
（26）计算轮周效率ηu'（无限长叶片）
ηu'=Δhu'/Eo=82.29%
（27）校核轮周效率
单位质量蒸汽对动叶所作的轮周功
Wu=u*（c1*cos（α1）+c2*cos（α2））=89.634kJ/kg
轮周效率ηu"=Wu/Eo=82.29%
用两种方法计算所得轮周效率应相近，其误差要求
Δηu=|ηu'-ηu"|/ηu'*100%=0<1%
（28）计算叶高损失δhl
δhl=a/l*Δhu'=11.334kJ/kg，式中取系数a=1.6，已包括扇形损失
（29）计算轮周有效比焓降Δhu
Δhu=Δhu'-δhl=78.3kJ/kg
（30）计算轮周效率ηu
ηu=Δhu/Eo=71.88%
（31）计算叶轮摩擦损失δhf
δhf=ΔPf/G=4.999kJ/kg
其中ΔPf=K1*（u/100）3*dm2/v2=140.149kW，取K1=1.1
（32）计算部分进汽损失δhe
δhe=δhw+δhs=6.447kJ/kg
鼓风损失δhw=ξw*Δht=Be*1/e*（1-e-ec/2）*Xa3*Δht=1.162kJ/kg
斥汽损失δhs=ξs*Δht=Ce*1/e*Sn/dn*Xa*Δht=5.285kJ/kg
（33）计算级效率和级内功率
级的有效比焓降Δhi=Δhu-δhf-δhe=66.854kJ/kg
级效率ηi=Δhi/Eo=61.37%
级内功率Pis=G*Δhi=1874.18kW
（34）确定级后参数
级后压力P2和比焓h2由焓熵图查出。
P2=6.896MPah2=3369.828kJ/kg
图2调节级热力过程线
7．压力级比焓降分配及级数确定
本机组采用整段转子，整段转子的叶片根部直径一般采用相同的值。
这样，一方面是加工方便，另一方面可使很多级的隔板体通用。
（1）第一压力级平均直径dmI的确定
这里给定dmI=800mm
首先选取XaI=0.45，Ωm=0.06，α1=10°，计算ΔhtI、ΔhnI和h1t，
ΔhtI=Ca2/2=0.5*（π*dm*n/60/Xa）2=38.952kJ/kg
ΔhnI=（1-Ωm）*ΔhtI=36.614kJ/kg
查焓熵图求V1t=0.052m3/kg
第一压力级喷嘴流量为调节级流量减去前轴封漏汽量，即
GnI=GoI=Gg-ΔGl=27.478kg/s
喷嘴出口汽流速度C1t
=270.608m/s
由连续性方程有
GnI=μn*An*C1t/V1t，其中流量系数μn取0.97
而An=e*π*dmI*lnI*sin（α1），其中取e=1
求出ln=12.46mm，ln不小于12─15mm
（2）末级平均直径的确定
给定dmz=2000mm
（3）确定压力级平均直径的变化
根据《汽轮机原理》所描述的蒸汽通道形状，确定压力级平均直径的变化规律，通常采用作图法。
在纵坐标上任取长度为a的线段BD（一般a=25cm），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。
根据选择的通道形状，用光滑曲线将A、C两点连接起来。
AC曲线即为压力级各级直径的变化规律。
（4）压力级的平均直径dm（平均）
将BD线等分为m等分，取1、2、3……m-1点。
为了减小误差，建议>6。
从图中量出割断长度，求出平均直径。
Dm（平均）=（AB+（1-1）+（2-2）+……+CD）/（m+1）*k，
Dm（平均）=1207.19mm
式中的k为比例尺。
（见图3）
图3压力级平均直径变化曲线图
（5）压力级的平均比焓降Δht（平均）
选取平均速比Xa（平均）=0.47，则
Δht（平均）=0.5*（π*dm（平均）*n/60/Xa（平均））2=84.966kJ/kg
（6）压力级级数的确定Z
Z=（1+α）*Δhtp/Δht（平均）=15.54
式中Δht（p）=1257.84kJ/kg压力级的理想比焓降，α为重热系数，本机α=0.05，将Z取整。
取整后Z=16。
（7）各级平均直径的求取
求取压力级级数后，再将上图中BD线段重新分为（Z-1）等分，在原拟定的平均直径变化曲线上，求出各级的平均直径。
如表1所示。
（8）各级比焓降分配
根据求出的各级平均直径，选取相应的速比，求出各级的理想比焓降Δht
Δht=0.5*（π*dm*n/60/Xa）2
为了便于比较和修正,一般以表格的方式列出，如表1所示。
（9）各级比焓降的修正
在拟定的热力过程线上逐级作出各级理想比焓降Δht，计算Δh。
Δh=（1+α）*Δht（p）-ΣΔht=4.18/kg
如表1所示。
表1各压力级直径，理想比焓降及速度比等
级数
dm
Xa
Δht
级后压力
级后理想比焓
1
0.8
0.32
38.952
5.418414253
3330.8768
2
0.8105
0.34
38.261
4.300810324
3292.6154
3
0.8291
0.36
40.0375
3.42795419
3252.5779
4
0.8559
0.38
42.6677
2.728301719
3209.9102
5
0.891
0.4
46.239
2.156418678
3163.6711
6
0.9348
0.42
50.897
1.682647246
3112.774
7
0.9876
0.46
56.809
1.31810047
3055.9654
8
1.0498
0.47
64.1899
0.995507864
2991.756
9
1.1219
0.48
73.3098
0.715859359
2918.4657
10
1.2048
0.5
84.544
0.490663604
2833.9216
11
1.2991
0.52
98.2967
0.319723753
2735.6249
12
1.4062
0.54
115.172
0.195447435
2620.4527
13
1.5275
0.56
135.899
0.109944559
2484.554
14
1.6649
0.58
161.447
0.055427042
2323.1067
15
1.8211
0.6
193.1618
0.024116377
2129.945
16
2
0.62
223.169
0.008562746
1906.776
（10）检查各抽汽点压力值，使其符合要求，其误差小于2%。
（11）最后按照各级的dm和Δht求出相应的各级速比Xa。
末级的计算，待末二级详算后，根据末二级后的压力与排汽压力来确定Δhtz和Xaz。
8．第一压力级的详细热力计算
（1）由上一级的计算结果，已知本级的Po=6.896MPa，ho=3369.83kJ/kg，Po0=6.896MPa，ho0=3369.83MPa，δhco=0，
由压力级比焓降分配，已知本级的Δht=30.580kJ/kg，Δht0=30.580MPa，dm=0.8m，Xa=0.51，Go=28.033kg/s。
（2）选取平均反动度
估取平均反动度Ωm=0.055，待级热力计算后再校核根部反动度。
（3）计算喷嘴的理想比焓降Δhn
Δhn=（1-Ωm）*Δht=28.898kJ/kg
（4）计算喷嘴的滞止理想比焓降Δhn0
Δhn0=Δhn+δhco=28.898kJ/kg
（5）计算喷嘴的出口汽流理想速度C1t
=240.407m/s
（6）计算喷嘴出口汽流实际速度C1
C1=φ*C1t=233.195m/s，这里取φ=0.97
（7）计算喷嘴损失δhn
δhn=（1-φ2）*Δhn0=1.708kJ/kg
（8）计算圆周速度u
u=π*dm*n/60=125.664m/s
（9）计算级的理想速度Ca
=247.304m/s
（10）计算假想速比Xa
Xa=u/Ca=0.32
（11）确定喷嘴等比熵出参数h1t,V1t和P1
首先由ho和Δhn求出喷嘴出口理想比焓值h1t，h1t=ho-Δhn=3340.930kJ/kg
然后在焓熵图上，从进口状态等比熵膨胀到h1t查出等比熵出口比容V1t和出口压力P1。
V1t=0.051m3/kgP1=6.309MPa
（12）计算喷嘴前后压力比εn
εn=P1/Po0=0.915
选取喷嘴叶型：
选取部分苏字叶栅TC-1A叶型。
（13）选取喷嘴型式和出汽角α1
由εn和喷嘴叶型表选取α1=10°
（14）计算喷嘴出口面积An
An=G*V1t/μn/c1t=0.0061m2，这里取μn=0.97
（15）计算喷嘴高度ln
根据估算，全周进汽，故取e=1
ln=An/（e*π*dm*sin（α1））=0.01404m
为了设计制造的方便，取喷嘴的计算高度为整数值14mm。
（16）计算喷嘴出口实际比焓降h1
h1=h1t+δhn=3342.638kJ/kg
（17）计算动叶进口汽流角β1和相对速度w1
β1=arctg（（c1*sin（α1）/（c1*cos（α1）-u））=21.28°
w1=（c12+u2-2*u*c1*cos（α1））2=111.595m/s
δhw1=w12/2=6
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