汽轮机原理课程设计某型汽轮机最末级的倒序法变工况热力核算.docx
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汽轮机原理课程设计
目录
一、
课程设计 1
二课程设计应完成的工作 2
依照计算准确度的要求不同，热力核算可采纳详细的热力核算，也能够采纳近似的算法。
本次设计要求的是单级的详细热力核算。
2
三课程设计进程安排 3
设计工况下的热力核算 4
变工况下的热力校核计算 11
四、设计资料及参考文献 21
电气工程学院
热能与动力工程专业
<<汽轮机原理>>
课程设计
课落款称:
某型汽轮机最末级的倒序法变工况热力核算
姓名，学号:
周兴（0311）
专业、班级：
热能与动力工程081班
指导教师：
钱进（教师）
2020年7月7日至2020年7月18日共2周
指导教师签名：
教研室主任签名：
分管院长签名：
摘要
一课程设计内容:
随着电力需求的迅速增加，电力负荷的多样性及可变性在所不免，而电能的不可储藏性决定了发电机组的工况必需随着电力负荷的转变而转变。
因此发电机组常常需要偏离设计工况运行。
作为发电机组的原动机，汽轮机也必然受到变工况运行的阻碍。
汽轮机在变工况下运行时，通过汽轮机的蒸汽流量或蒸汽参数将发生转变，汽轮机的某些级或全数级的反动度、级效率也随之发生转变。
为了估量汽轮机在新工况下的经济性和靠得住性，有必要对新工况进行热力核算。
汽轮机整机变工况热力核算是成立在单级核算基础上的，因此研究单级热力核算关于顺利完成整机热力核算任务有重要意义。
正是基于此，本设计拟题为：
某型汽轮机最末级的倒序法变工况热力核算。
二课程设计应完成的工作
依照计算准确度的要求不同，热力核算可采纳详细的热力核算，也能够采纳近似的算法。
本次设计要求的是单级的详细热力核算。
由给定的不同的原始条件，单级的详细热力核算又分为顺序计算和倒序计算两种大体方式，和将这两种算法结合起来的混合算法。
本设计采纳以给定的变工况后的级后状态为起点，由后向前计算的倒序法对某型汽轮机最末级进行详细的变工况热力核算。
要求在规定的时刻内，按标准完成设计说明书，并通过指导教师组织的小型答辩。
原始数据：
流量G=33.6kg/s，喷嘴平均直径dn=，动叶平均直径，级前压力p0=，级前干度x0=，喷嘴圆周速度u1=314.6m/s，动叶圆周速度u2=314m/s，反动度Ωm=，级前余速动能Δhc0=kg，喷嘴速度系数φ=，喷嘴出汽角α1=18°20,喷嘴高度ln=0.665m，喷嘴出口截面积An=1.321m2；级后压力p2=，级后干度x2=，动叶出口截面积Ab=2.275m2，动叶出汽角β2=32°54’。
变工况条件：
G1=40.32kg/s，p21=p2=，h21=2311kJ/kg。
三课程设计进程安排
序号
课程设计各阶段名称
日期、周次
1
发放设计任务书，交待设计要求，说明收资方向和方式。
学生收资。
7月7日，19周
2
介绍汽轮机变工况核算的意义和方法，学生开始阅读指定的参考文献，做读书笔记。
7月8日，19周
3
介绍50MW汽轮机的结构特点和系统特点，学生开始进行该型汽轮机最末级设计工况下的热力计算。
7月9日，19周
4
设计工况下的热力计算
7月10日，19周
5
变工况的热力核算准备
7月11日，19周
6
介绍倒序法变工况核算的方法和步骤，学生开始进行该型汽轮机最末级变动工况下的热力核算。
7月14日，20周
7
进行该型汽轮机最末级变动工况下的热力核算。
7月15日，20周
8
汽轮机最末级变动工况下的热力核算。
教师到场辅导，了解设计文本的格式规范。
7月16日，20周
9
按规范完成文本的打印或誊写工作。
7月17日，20周
10
提交文本，小型答辩。
7月18日，20周
四 设计计算步骤：
一、设计工况下的末级热力核算
包括：
级内焓降分派计算；喷嘴热力计算；动叶栅的热力核算；级内各项损失确信；级的内功率和效率计算。
要注意喷嘴和动叶是不是达到或超过临界状态。
二、变工况下的末级热力核算
包括：
变工况下末级参数的确信；变工况下动叶栅的热力核算；变工况下喷嘴的热力核算；变工况后的反动度、级效率和内功率的确信；要注意工况改变后，原先可能在亚音速情形下的喷嘴或动叶是不是达到或超过临界状态，并注意由此而产生的阻碍。
超音速流动叶和喷嘴出口速度的计算中，涉及临界压力的方式有两种，别离是公式法和作图法，选其中之一进行计算。
3、工况改变前后参数转变的对照分析。
要求列表对照工况改变前后，要紧数据的转变，并能结合课程知识加以分析。
二、计算进程：
设计工况下的热力核算
原始数据：
流量G=33.6kg/s，喷嘴平均直径dn=，动叶平均直径，级前压力p0=，级前干度x0=，喷嘴圆周速度u1=314.6m/s，动叶圆周速度u2=314m/s，反动度Ωm=，级前余速动能Δhc0=kg，喷嘴速度系数φ=，喷嘴出汽角α1=18°20,喷嘴高度ln=0.665m，喷嘴出口截面积An=1.321m2；级后压力p2=，级后干度x2=，动叶出口截面积Ab=2.275m2，动叶出汽角β2=32°54’。
喷嘴和动叶栅的比降分派：
依照已知条件：
级前压力p0=，级前干度x0=查水蒸汽热力性质表得：
t0=51.65℃，
h0=kJ/kg
s0=kJ/（kg•℃）,
v0=10.060265m3/kg,
同理，由P2=Mpa,X2=查得
T2=31.4℃,
s2=kJ/（kg•℃）
h2=kJ/kg图2-2
V2=26.4070899m3/kg
以蒸汽在本级的进程为等熵进程来计算,P2=Mpa，s0=kJ/（kg•℃）查表得：
T2t′=31.4℃,h2t′=kJ/kg,v2t′=26.3318655m3/kg
X2′=
从而得整个末级的理想比焓降：
△ht=h0-h2t′=kJ/kg
由已知级前余速动能:
△hc0=kJ/kg
从而得末级的理想滞止比焓降:
△ht*=△ht+△hc0=+=kJ/kg
由已知反动度:
（2-1）
喷嘴出口理论流动速度：
（2-12）
喷嘴出话柄际流动速度：
m/s（2-15）
据速度三角形有:
△hn*=△ht*-△hb=kJ/kg
喷嘴热力计算
喷嘴前的滞止参数为:
h0*=h0+△hc0=+=kJ/kg
由s0=kJ/（kg•℃）查得：
p0*=，t0*=53.32℃，v0*=9.35155m3/kg，x0*=
喷嘴截面形状计算：
体会系数:
k=+=
临界压比：
（2-10）
喷嘴后的参数：
hlt=h0*-△hn*=kJ/kg，
从而查得：
p1=Mpa，t1t=43.87℃，v1t=14.3084677m3/kg，x1t=
喷嘴前后压比：
（2-10）
因此蒸汽在喷嘴中的流动状态为亚音速流动，因此为渐缩喷嘴且喷嘴出口压力等
于p1
喷嘴出口理论流动速度：
（2-12）
喷嘴出话柄际流动速度：
m/s（2-13）
kJ/kg
由h1、p1查得t1=43.87℃，s1=kJ/（kg•℃），v1=14.333459m3/kg，x1=
从而：
从而求得隔板漏汽量：
喷嘴漏汽损失：
（2-16）
动叶栅热力计算
由于为亚音速流动，因此喷嘴出口汽流出口角=喷嘴出汽角α1=18020′，且由已知圆周速度u=314m/s，做出动叶的出口三角形：
c2
α1
β1
α2
β1
u1
u2
c1
ω1
ω2
图2-18
由余弦定理几何关系求得：
（2-32）
查讲义图2-16得动叶速度系数ψ=
由题：
β2=32°54¢，由出口速度三角形几何关系得：
（2-39）
）
动叶栅损失：
（2-37）
h2t=h1-△hb=kJ/kg
从而：
h2=h2t+=+=kJ/kg
由水蒸气热力性质表查得：
t2=31.40℃，s2=kJ/（kg•℃），v2=26.4896793m3/kg，x2=
由已知有和相关热力学知识有：
k'=+=
（2-10）
因此动叶为超音速状态，即蒸汽在动叶的流动为超音速流动，那么：
kJ/kg
由h1*-s1图查得：
p1*=MPa，v1*=13.7575355m3/kg
=Mpa（2-10）
371.38m/s
kJ/kg
由pcr与hcr图查得：
vcr=22.4856518m3/kg
动叶蒸汽流量：
动叶漏汽损失：
叶顶漏汽损失：
kJ/kg（2-97）
由讲义式（2-102）有:
级内有效比焓降：
kJ/kg
由kJ/kg（2-96）
动叶栅入口高度计算:
已知ln=665mm,由书P37表2-3查得：
Dr=1.5mm，Dt=3.5mm，
取得：
动叶进口高度：
lb¢=ln+Dr+Dt=670mm（2-76）
动叶出口高度：
（2-77）
动叶出口余速动能：
（2-41）
轮周功及轮周效率
通过轮周有效比焓降计算轮周功率：
Pu=△ht*---=kJ/kg
轮周效率：
（2-49）
级内各项损失计算：
叶高损失：
（2-83）
摩擦损失：
摩擦耗功：
其中u=（u1+u2）/2=314.3m/s,v=（v1+v2）/2=18.2336775m3/kg,
d=（dn+db）/2=+/2=2.002m
用能量表示摩擦损失：
（2-84）
隔板漏汽损失：
kJ/kg（2-94）
叶顶漏汽损失：
kJ/kg（2-96）
湿汽损失：
kJ/kg
（2-101）
级的内功率:
Pi=G△hi=KW
级的内效率:
（2-102）
变工况下的热力校核计算
原始数据：
流量G=33.6kg/s，喷嘴平均直径dn=2.004m，动叶平均直径db=2.0m，级前压力p0=，级前干度x0=，喷嘴圆周速度u1=314.6m/s，动叶圆周速度u2=314m/s，反动度Ωm=，级前余速动能Δhc0=kg，喷嘴速度系数φ=，喷嘴出汽角α1=18°20’，喷嘴高度ln=0.665m，喷嘴出口截面积An=1.321m2；级后压力p2=，级后干度x2=，动叶出口截面积Ab=2.275m2，动叶出汽角β2=32°54’。
变工况条件：
G1=40.32kg/s，p21=p2=，h21=2311kJ/kg。
解析方式：
由该级级后的蒸汽状态逆向向前进行计算。
1确信排汽状态点和动叶出口状态点
依照题意有：
由在h-s图上求得排汽状态点1，如图68所示，得，在进行核算前，用近似法估算
设计工况下，动叶山口处音速为：
（m/s）
其中
而,可知末级动叶片出口是超临界的。
变工况下，流量增大，那么动叶出口速度仍是超音速。
因此，可用压力与流量成正比的关系求出
喷嘴前滞止压力:
（MPa）
喷嘴前压力:
（MPa）
喷嘴后压力（MPa）
为确信动叶出口的蒸汽状态，而需要先估算变工况下级的几项损失：
叶高损失
摩擦损失（kJ/kg）
漏汽损失（kJ/kg）
式中（kJ/kg）是估量MPa到MPa之间的理想焓降。
湿汽损失（kJ/kg）
余速损失（kJ/kg）
上列式中均是估量值。
损失之和:
kJ/kg
在h-s图上，由点1沿等压线截取，那么得动叶实际出口状态点2，有.
2动叶栅计算
欲求动叶出话柄际速度，考虑到动叶出口速度是超临界的，帮不能用持续性方程式计算，为此需先求取动叶喉部的临界压力.。
为求可作假想进程线2-4,并在其上选取不同的点及其相应的，假定这些点为临界值，按下式计算。
式中，
按上式求出数据如表1所示。
（p2）cr（MPa）
0．0060
（kg/cm2）
1/25
1/23
1/22
1/19
（kg/m2s）
表1
由上表数据，作出与的关系曲线，如以下图1所示，
当时，查图得而且在h-s图上查得，现在
动叶实际出口速度：
式中是由到间的有效焓降。
图1
动叶出口偏转角：
又那么。
由动叶出口速度三角形，可求出:
（m/s）
校核余速损失：
（kJ/kg）,与原估量值kJ/kg相差kg
为此，从头确信点1，，考虑到余速损失之间的差值不大，因此，等均没必要得闲计算.
动叶损失
沿线，由点2向下截取，得点3，
动叶滞止理想焓降.
由动叶出口理想状态点3向上，得动叶入口滞止状态点.
估量动叶理想焓降：
=（kj/kg）
式中取设计值。
由点3垂直向上截取=kg,得动叶入口状态点4,查得=，与估量值较接近，=kg/,=.校核动叶假想进程线无误，不需从头拟定。
3喷嘴栅的计算
暂不考虑撞击损失，因其数值小，阻碍不大，那么能够为点4即是喷嘴出口的蒸汽状态点。
初算喷嘴出话柄际速度：
===397（m/s）
喷嘴出口处音速：
===392（m/s）
式中=+=+。
因为>，那么汽流在喷嘴斜切部份发生偏转，但与相差很小，偏转角不大，故先暂不考虑偏转，先算出动叶实际出口速度，以便初步校核。
由几何关系有：
==140（m/s）
==（kj/kg）
重定点4，由点3垂直向上取得点4，现在，=，=。
求喷嘴喉部的临界压力。
作喷嘴假想进程线7-4，并在其上取点5'，5",查得,之值，再按下式求。
=
计算结果如表13所示。
按表13的数据作曲线，如图70所示。
当==30.52kg/（）时，由图70查得=，由h-s图
（Mpa）
（kg/）
1/13
1/12
1/12
（kg/）
由图查得=kg/。
==391（m/s）
===399（m/s）
计算汽流偏转角：
sin（）=sin=sin则偏转角=38'
作动叶入口速度三角形，计算得。
校核。
==（kj/kg）此值与=kg相差甚微，那么以=kg为最后确信值，
计算撞击损失。
那么冲角。
撞击损失
沿线由点4向下截取=kg得喷嘴实际出口状态点5（事实上因值很小，点4与点5重合）,.
喷嘴损失
沿线由点5向下截取5kj/kg，得喷嘴出口理想状态点6，查得=kg。
预先估算喷嘴理想焓降：
=71（kj/kg）
式中取设计值，待对上一级进行变工况计算后，才能对此值进行校核。
由点6向上截取=71kj/kg，得喷嘴入口状态点7，现在，=（与估算值接近），。
取等于设计值，即=kg，由点7垂直向上截取kg，得喷嘴入口滞止状态点8。
查得。
4.级的功率与效率计算：
级的理想能量：
=+=（KJ/kg）
轮周焓降:
=179.7-5-10.（KJ/kg）
轮周效率
=
校核各项损失：
叶高损失：
（KJ/kg）
摩擦损失：
漏气损失：
==（KJ/kg）
级平均干度：
=
湿气损失：
=（KJ/kg）
损失和：
kg（2-4-9）
此值和最初估算值=kJ/kg相差很小。
由讲义式2-102有：
级的有效比焓降：
kg
则级内效率：
（2-102）
内功率：
4705kw
变工况后功率转变：
kJ/kg（增加）
三、核算结果分析总结
设计工况和变工况计算结果比较分析：
序号
名称
设定工况下
变工况下
1
反动度
2
叶高损失
kJ/kg
kJ/kg
3
摩擦损失
kJ/kg
kJ/kg
4
湿汽损失
kJ/kg
kJ/kg
5
漏气损失
kJ/kg
kJ/kg
6
轮周效率
7
级内效率
8
级内功率
KW
4705kw
分析总结：
由比较结果可知：
在变工况条件下，蒸汽流量增大了，蒸汽滞止参数增大了，级内功率整体增大了，但轮周效率和级内效率都相应减小了；而其缘故：
除叶高损失稍有增大外，摩擦损失、湿气损失、漏气损失都明显减小了；而这一切，归根结底，是反动度减小了。
因此，反动度大的汽轮机级内效率、轮周效率高，经济性毋庸置疑，但级内功率较小，带负荷能力小；反之，反动度较小乃至是纯冲动级的汽轮机，尽管级内效率比不上反动度较大的汽轮机，经济性不如反动度较大的汽轮机，可是其级内功率大，带负荷能力强。
因此在生产实际中，咱们必需视需要而定，保证汽轮机在最经济的情形下运行，最大限度达到节能的目的。
四、设计资料及参考文献
1．冯慧雯，汽轮机课程设计参考资料，中国电力出版社，1992
2．李维特、黄保海，汽轮机变工况热力计算，中国电力出版社，2001
3．靳智平，电厂汽轮机原理及系统，中国电力出版社，2004
4．翦天聪，汽轮机原理，中国电力出版社，1992
5．王乃宁，汽轮机热力设计，水利电力出版社，1987
6.黄树红，汽轮机原理，中国电力出版社，2020
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