汽轮机课程设计111.docx
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汽轮机课程设计111
（一）汽轮机热平衡估算
基本数据：
额定功率Pr＝10000kW，设计功率Pe＝10000kW，新汽压力p0＝4.9MPa，新汽温度t0＝435℃，排汽压力pc＝0.008MPa。
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＝3282.845226
J/kg。
设进汽机构的节流损失△p0＝0.05p0，得调节级前压力Po′＝0.95p0＝4.875MPa，并确定调节级前蒸汽状态点1。
设排汽损失为0.02Pc，则排汽压力pc′＝0.00816MPa。
过1点作等比熵线向下交pc′线于2点，查得h3′＝2121.36644kJ/kg，整机的理想比焓降（Δhtmac）′＝h0-h3′=3282.845226-2121.3664=1161.478786kJ/kg。
估计汽轮机相对内效率ηri＝83％，有效比焓降Δhtmac＝（Δhtmac）′×ηri＝1161.478786×0.83＝964.0273927kJ/kg，排汽比焓hz=2121.66443kJ/kg，光滑连接1、4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
（二）设计工况下的热力计算
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
⑴已知设计参数
Po=4.9Mpa，to=435℃，Pc=0.008Mpa，Pe=10000KW，n=3000rpm
⑵选取设计参数
①设计功率
设计功率Pe=10000kW
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=86%
③机械效率：
取ηm=98%
④发电效率：
取ηg=95%
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
（2）排汽管中压力损失ΔPc：
对于本机,认为Pc′=0.98Pc，即ΔPc=0.02Pc
5．汽轮机总进汽量的初步估算
3.6*Pel
Do=—————————————*m+ΔD=46.4443117t/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。
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——不考虑回热抽汽，取m=1；
ΔD是考虑门杆漏汽及前轴封漏汽的蒸汽余量，（t/h）,现在选取△D=0.05*D0
ΔD=ΔDl+ΔDv给定前轴封漏汽ΔDl=1.1222t/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
序号
名称
符号
公式
单位
数值
1
调节级理想比焓降
Δh*t
70～125
kJ/kg
98.6258
2
调节级反动度
Ωm
0.06
反动度校核
0.0444
级前压力
p0'
Mpa
4.875
商值
so’
kJ/（kg·℃）
6.7818
喷嘴部分计算
3
喷嘴滞止理想比焓降
Δh*n
Δh*n=（1-Ωm）×Δht
kJ/kg
92.7082
4
喷嘴出口速度
c1t
m/s
430.1370
喷嘴速度系数
φ
图1-2
0.970
喷嘴实际出口速度
c1
m/s
417.6821
5
喷嘴出口理想比焓值
h1t
kJ/kg
3190.1370
喷嘴出口比容
v1t
m3/kg
0.08023
喷嘴出口压力
p1
Mpa
3.592
6
喷嘴压力比
εn
0.733
喷嘴临界压力比
εnc
0.546
εn>εnc喷嘴中为亚音速汽流，故采用减缩喷嘴。
选喷嘴型号见附录1-5
喷嘴叶形
相对节距
进气角
出气角
出口角正弦值
TC-1A
0.74-0.90
70-100
10-14现取10
0.17356
动叶叶形
相对节距
进气角
出气角
出口角正弦值
TP-0A
0.6-0.7
14—25
13-19
8
喷嘴出口面积
An
GgV1t/μn*C1t
㎝2
14.157
喷嘴流量系数
μn
课本图1-3
0.970
9
级的假想速度
ca
m/s
444.130
10
调节级速度比
xa
0.35～0.44
0.3535
11
级的圆周速度
u
xa*ca
m/s
157
12
级的平均直径
dm
900～1100
mm
1000
计算时取dm=dn=db
13
部分进汽度
e
课本式1-70b
0.32
14
喷嘴损失
△hnξ
kJ/kg
5.479
15
喷嘴出口实际比焓值
h1
kJ/kg
3195.616
喷嘴出口比商值
kJ/（kg·℃）
6.790
16
作出口速度三角形
见下面表格
动叶进口相对速度
w1
m/s
264.478
方向角
β1
15.908357
动叶滞止理想焓降
△hw1
kJ/kg
34.9743
动叶部分计算
17
动叶理想出口相对速度
w2t
m/s
285.9786
动叶速度系数
ψ
查课本图1-8
0.927
动叶出口相对速度
w2
m/s
264.53023
18
动叶出口理想比焓值
h2t
kJ/kg
3189.627
调节级末理想比焓值
h*2t
kJ/kg
3189.219
动叶出口压力
p2
Mpa
3.51888
动叶出口理想比容
v2t
m3/kg
0.0819
19
动叶出口面积
Ab
cm2
38.3048
动叶流量系数
μb
查课本图1-3
0.940
20
动叶高度
lb
21
动叶汽流出口角
β2
13.475
cosβ2
0.9725
sinβ2
0.233
22
作动叶出口速度三角形
见下面附表
动叶出口绝对速度
c2
m/s
117.683
方向角
α2
31.5860
sinα2
0.524
cosα2
0.8519
23
动叶损失
△hbξ
kJ/kg
5.904
24
余速损失
△hc2
kJ/kg
6.925
计算轮周效率ηu
25
轮周有效比焓降
△hu
kJ/kg
80.3184
26
级的理想可用能
Eo
kJ/kg
98.626
余速利用系数
μ1
27
轮周效率
ηu
0.8144
28
校核轮周效率
单位质量蒸汽轮周功
Wu
80.318
轮周效率
ηu'
0.8144
误差
%
0.000
级内损失计算
29
叶高损失
δhl
kJ/kg
9.047
试验系数
a
1.6
30
叶轮摩擦损失
δhf
kJ/kg
3.94
动叶出口实际比焓值
h2
kJ/kg
3195.577
动叶出口实际比容
v2
m3/kg
0.0823
喷嘴出口实际比容
v1
m3/kg
0.08
级后蒸汽比容
v
（v1+v2）/2
m3/kg
0.08147
叶轮摩擦功耗
Pf
kw
50.823
32
部分进汽损失
△he
kJ/kg
5.8016
加罩部分的弧长比
ek
0～1
0.800
喷嘴组数
zk
2～6
4
经验系数
Ke
0.15
经验系数
K'e
0.012
级假想速度
ca
m/s
444.1167
33
级内各项损失之和
∑△h
kJ/kg
18.7926
33
级有效比焓降
△hi
kJ/kg
61.517
34
级效率
ηi
0.624
35
级的内功率
pi
kw
792.73
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=0.4365，Ωm=0.07，α1=12°，计算ΔhtI、ΔhnI和h1t，
ΔhtI=Ca2/2=0.5*（π*dm*n/60/Xa）2=41.398kJ/kg
ΔhnI=（1-Ωm）*ΔhtI=38.5kJ/kg
查焓熵图求V1t=0.09307m3/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=45.216t/h
喷嘴出口汽流速度C1t
=277.49m/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=0.5
求出ln=16.631mm，ln不小于12─15mm
（2）末级平均直径的确定
给定dmz=1400mm
（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）=1059.027mm
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）=0.4365，则
Δht（平均）=0.5*（π*dm（平均）*n/60/Xa（平均））2=73.048kJ/kg
（6）压力级级数的确定Z
Z=（1+α）*Δhtp/Δht（平均）=15.278
式中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
（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）*Δhtp-ΣΔht=183.826kJ/kg
平均分配给未级级，没级分的的比焓是11.489kJ/kg
（10）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=3.1589MPa，ho=3221.328kJ/kg，Po0=3.1589MPa，ho0=3221.328kJ/kg，δhco=0，
由压力级比焓降分配，已知本级的Δht0=52.94MPa，dm=800mm，Xa=0.3962，Go=45.2115t/h。
（2）选取平均反动度
估取平均反动度Ωm=0.07，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=49.234kJ/kg
（4）计算喷嘴的滞止理想比焓降Δhn0
Δhn0=Δhn+δhco=49.234kJ/kg
（5）计算喷嘴的出口汽流理想速度C1t
=325.391m/s
（6）计算喷嘴出口汽流实际速度C1
C1=φ*C1t=301.244m/s，这里取φ=0.96
（7）计算喷嘴损失δhn
δhn=（1-φ2）*Δhn0=3.8599kJ/kg
（8）计算圆周速度u
u=π*dm*n/60=125.66m/s
（9）计算级的理想速度Ca
=325.391m/s
（10）计算假想速比Xa
Xa=u/Ca=0.3862
（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=3172.094kJ/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=0.0958m3/kgP1=2.97MPa
（12）计算喷嘴前后压力比εn
εn=P1/Po0=0.844
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=12°
（14）计算喷嘴出口面积An
An=G*V1t/μn/c1t=0.003954m2，这里取μn=0.97
（15）计算喷嘴高度ln
根据估算，取e=0.5
ln=An/（e*π*dm*sin（α1））=15.12mm
为了设计制造的方便，取喷嘴的计算高度为整数值15mm。
（16）计算喷嘴出口实际比焓降h1
h1=h1t+δhn=3175.954kJ/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））=20.335°
w1=（c12+u2-2*u*c1*cos（α1））2=180.23m/s
δhw1=w12/2=16.241kJ/kg
（18）计算动叶前的滞止压力P10
h10=h1+δhw1=3192.196kJ/kg
P10=3.1422MPa
（19）计算动叶理想比焓降Δhb
Δhb=Ωm*Δht=3.706kJ/kg
（20）计算动叶滞止理想比焓降Δhb0
Δhb0=Δhb+δhw1=19.947kJ/kg
（21）计算动叶出口理想汽流速度w2t
=199.736m/s
（22）计算动叶出口实际汽流速度w2
由Ωm和w2t查ψ图得到
w2=ψ*w2t=187.35m/s.这里ψ取0.938
（23）计算动叶损失δhb
δhb=（1-ψ2）*Δhb=2.397kJ/kg
（24）确定动叶后参数P2、V2
根据h1,Δhb和δhb查焓熵表得P2=2.93MPa、V2=0.0973m3/kg
（25）计算动叶出口面积Ab
Ab=G*V2/w2=0.0065m2
（26）计算动叶高度lb
lb=ln+Δ=15+2mm，这里Δ=2mm为盖度，参照调节级中的给定。
（27）检验根部反动度Ωr=1-（1-Ωm）*db/（db-lb）=0.0498
在0.03-0.05范围内。
（28）计算动叶出汽角β2
β2=arcsin（Ab/（e*π*dm*lb））=17.774°
（29）根据β1和β2在动叶叶型表中选取动叶型号
动叶叶型：
选取部分苏字叶栅TP-0A叶型。
（30）确定动叶出口绝对速度C2和方向角α2
=77.80m/s
α2=arctg=（w2*sin（β2）/（w2*cos（β2）-u））=47.3174°
（31）计算余速损失δhc2
δhc2=C22/2=3.0266kJ/kg
（32）计算轮周有效比焓降Δhu′（无限长叶片）
Δhu′=Δht0-δhn-δhb-δhc2=43.656kJ/kg
（33）计算级的理想能量Eo
Eo=δhco+Δht-μ1*δhc2=49.91kJ/kg
这里δhco=μo*（δhc2）abv，（δhc2）abv是上一级的余速动能，μo表示本级利用上一级的份额，而μ1表示本级余速动能为下一级所利用得份额。
（34）计算轮周效率ηu′（无限长叶片）
ηu′=Δhu′/Eo=87.46%
（35）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））=43.656kJ/kg
轮周效率ηu"
ηu"=Wu/Eo=87.46%
Δηu=|ηu′-ηu"|/ηu′*100%=0
（36）计算叶高损失δhl
δhl=a/l*Δhu′=4.6567kJ/kg
式中取a=1.6，已包括扇形损失
（37）计算轮周有效比焓降Δhu（考虑叶轮摩擦损失）
Δhu=Δhu′-δhl=38.9997kJ/kg
（38）计算轮周效率ηu（考虑叶轮摩擦损失）
ηu=Δhu/Eo=78.14％
（39）计算叶轮摩擦损失δhf
δhf=ΔPf/G=1.1188kJ/kg
其中，ΔPf=K1*（u/100）3*dm2/v2，取K1=1.07
（40）计算漏汽损失δhδ
选取：
隔板汽封齿的平均直径dp=420mm，隔板汽封间隙δp=1.5mm，汽封齿数Zp=10，
则有隔板漏汽损失
δhp=Ap/An/
*Δhu=2.06kJ/kg
这里Ap=π*dp*δp
Δhu=Δht0-δhn-δhb-δhl-δhc2
再选取：
叶顶轴向间隙δz=1.5mm，围带边厚度Δs=0.3mm，δz（平均）=δz/lb，
由Ωm与（db/lb）查取Ψt，由δz/Δs查取μ1，由δz和u/Ca查取μ2，
则有动叶顶部漏汽损失
δht=μ1*δz（平均）*Ψt/（μ2*sin（α1））*Δhu=1.26kJ/kg
级的总漏汽损失
δhδ=δhp+δht=3.324kJ/kg
（41）计算级内各项损失之和Σδh，Σδh=δhl+δhf+δhδ=9.099kJ/kg
（42）计算级的有效比焓降Δhi，Δhi=Δhu′-Σδh=34.556kJ/kg
（43）计算级效率ηi，ηi=Δhi/Eo=69.234％
（44）计算级内功率Pis，Pis=G*Δhi=433.988kW
（45）确定级后参数
h30=h00-Δhi=3359.270h3=h00-μ1*δhc2=3186.772kJ/kg
查焓熵图可得P2即为下一级的Po，而下一级的Po0即为本级的P30。
（46）作出级的热力过程线
图4第一压力级热力过程线
图4调节级及第一压力级速度三角形
图6整机热力过程线
（三）热力计算数据汇总
见附表
（四）整机相对内效率核算及修正
1．整机相对内效率的核算
（1）计算效率ηri"
ηri"=Σδhi/（Δhtmac）′=80.65%
（2）计算误差Δηri（与初选值比较）
Δηri=ηri-ηri"=0.345%〈1%
2．计算轴端功率Pe
Pe=Pi*ηm=11549.34KW
发电机功率Pel
Pel=Pe*ηg=10971.875KW
（五）绘制汽轮机通流部分图
见附图
（六）课程设计小结
通过本课程设计巩固了我们所学的专业理论知识，使我们基本掌握普通汽轮机的设计方法。
通过了设计实践，通过了理论与实际的结合，使我们逐步树立正确的设计思想，熟悉了汽轮机设计的一般规律，基本掌握了汽轮机的热力计算方法，学会使用热力计算标准，使我们具有汽轮机设计的初步能力，培养分析问题和解决问题的能力。
在这次课程设计的过程中，综合运用汽轮机原理课程所学的专业理论知识，分析和解决实际问题，并进一步巩固、加深和拓宽所学的知识。
除此以外，我还对画图软件CAD和数据处理软件Excel有了更进一步的认识。
（七）参考文献
[1]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
[2]沈士一，庄贺庆，康松，庞立云.汽轮机原理.水利电力出版社，1992
[3]翦天聪主编，《汽轮机原理》，中国电力出版社，1992年出版
[4]冯慧雯主编，汽轮机课程设计参考资料.水利电力出版社，1992
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