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汽轮机课程设计指导书

广东工业大学热能与动力工程专业

课程设计指导书

设计名称：

汽轮机课程设计

设计周数：

2

适用班级：

热电09

一、课程设计的目的与要求

1．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。

2．汽轮机热力设计的任务，一般是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。

3．汽轮机设计的主要内容与设计程序大致包括：

（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。

4．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。

5．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。

6．所设计的汽轮机应满足以下要求：

（1）运行时具有较高的经济性。

（2）不同工况下工作时均有高的可靠性。

（3）在满足经济性和可靠性要求的同时，还应考虑到汽轮机的结构紧凑、系统简单、布局合理、成本低廉、安装与维修方便以及零部件通用化、系列标准化等因素。

7．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、课程设计题目

机组型号：

N25-9.8

机组型式：

凝汽式汽轮机

新汽压力：

Po=9.8Mpa

新汽温度：

to=535℃

排汽压力：

Pc=0.008Mpa

额定功率：

Pel=25000KW

转速：

n=3000rpm

三、课程设计的内容与步骤

（一）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

⑴已知设计参数

Po=9.8Mpa，to=535℃，Pc=0.008Mpa，Pel=25000KW，n=3000rpm

⑵选取设计参数

　①设计功率

一般凝汽式机组有统一系列标准，而背压机组在国内目前尚无统一系列标准。

可取：

设计功率=经济功率=额定功率。

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。

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：

采用两级加热器,一级除氧器。

系统及参数详见给水回热系统图。

图1给定题目的回热加热系统

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，通常取调节级喷嘴前Po'=0.95Po

（2）排汽管中压力损失ΔPc：

对于本机,认为Pc'=Pc，即ΔPc=0

（3）末级余速损失δhc2：

本机取C2=70m／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=5.88Mpa，作为初拟热力过程线的参数。

可采用分段拟定热力过程线。

图2调节级热力过程线

5．汽轮机总进汽量的初步估算

3.6*Pel

Do=—————————————*m+ΔD

　　（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，kJ/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=1.05；

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=3.8t/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（t／h）

（2）确定速比Xa和理想比焓降Δht

取Xa=0.3535，取调节级平均直径dm=1100mm，计算时取dm=dn=db

由u=π*dm*n/60和Xa=u/Ca，Δht=Ca2/2（备注：

软件中^是指数符号），检查Δht是否在70~125kJ/kg范围内。

（3）平均反动度Ωm的选取：

取Ωm=6.5%

（4）计算嘴理想比焓降Δhn

Δhn=（1-Ωm）*Δht

（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=Po/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）

（6）计算喷嘴出口汽流速度C1

C1=φ*C1t，取φ=0.97

（7）计算喷嘴损失δhn

δhn=（1-φ2）*Δhn

（8）确定喷嘴出口面积An

An=Gn*V1t/μn*C1t

Gn——喷嘴流量，kg/s

V1t——喷嘴出口理想比容，m3/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ξe=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=3（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。

（10）确定喷嘴高度ln

ln=An/（e*π*dm*sin（α1））

（11）动叶高度

lb=ln+Δ（Δ为盖度）

（12）选取盖度Δ

对于本机组来说

调节级：

Δ=2.5mm

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）

Ωr应在0.03─0.05范围内，否则应重新选择。

（14）求动叶进口汽流相对速度w1和进汽角β1

tgβ1=c1*sin（α1）/（c1*cos（α1）-u）

w1=C1*sin（α1）/sin（β1）

δhw1=w12/2

（15）计算动叶前滞止压力P10

由h1=h1t+δhn和δhw1查焓熵图

（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

Δhb0=Δhb+δhw1

（17）计算动叶出口汽流相对速度w2

w2t=

w2=ψ*w2t，ψ由Ωm和w2t查ψ图得到

（18）计算动叶损失δhb

δhb=（1-ψ2）*Δhb0

（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

（20）确定动叶出口面积Ab

Ab=Gb*V2/w2，因未考虑叶顶漏汽,故Gb=Gn

（21）确定动叶出口汽流角β2

sin（β2）=Ab/（e*π*db*lb）

根据β1和β2和动叶叶型表选取动叶叶型

（22）计算动叶出口汽流绝对速度从C2和出汽角α2

α2=arctg（w2*sin（β2）/（w2*cos（β2）-u））

（23）计算余速损失δhc2

δhc2=0.5*C22

（24）计算轮周效率比焓降Δhu'（无限长叶片）

Δhu'=Δhto-δhn-δhb-δhc2

（25）计算级消耗的理想能量Eo

Eo=δhco+Δht-μ1*δhc2

对于调节级Eo=Δhto=Δht

（26）计算轮周效率ηu'（无限长叶片）

ηu'=Δhu'/Eo

（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））

轮周效率

ηu"=Wu/Eo

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%<1%

若Δηu>1%说明前面计算有误，须重新计算。

（28）计算叶高损失δhl

δhl=a/l*Δhu'，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

（30）计算轮周效率ηu

ηu=Δhu/Eo

（31）计算叶轮摩擦损失δhf

δhf=ΔPf/G

其中ΔPf=K1*（u/100）3*dm2/v，取K1=1.07

v=（v1+v2）/2

（32）计算部分进汽损失δhe

δhe=δhw+δhs

鼓风损失δhw=ξw*Δht，ξw=Be*1/e*（1-e-ec/2）*Xa3

斥汽损失δhs=ξs*Δht，ξs=Ce*1/e*Sn/dn*Xa

（33）计算级效率和级内功率

级的有效比焓降

Δhi=Δhu-δhf-δhe

级效率

ηi=Δhi/Eo

级内功率

Pis=G*Δhi

（34）确定级后参数

级后压力P2和比焓h2由焓熵图查出。

最后，画出动叶出口速度三角形，级的热力过程线，标出参数。

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=981mm检验喷嘴高度ln，使ln不小于12─15mm，否则应减小dmI或采用部分进汽度。

首先选取XaI=0.4365，Ωm=0.07，α1=11.5度，计算ΔhtI、ΔhnI和h1t，

ΔhtI=Ca2/2=0.5*（π*dm*n/60/Xa）2

ΔhnI=（1-Ωm）*ΔhtI

h1t=ho-ΔhnI

查焓熵图求V1t

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（kg/s）

喷嘴出口汽流速度C1t

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，检验其正确性

（2）末级平均直径的确定

给定dmz=1019.5mm

（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，

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）=0.4367，则

Δht（平均）=0.5*（π*dm（平均）*n/60/Xa（平均））2

（6）压力级级数的确定Z

Z=（1+α）*Δhtp/Δht（平均）

式中Δht（p）--压力级的理想比焓降，α为重热系数，本机α=0.05，将Z取整。

（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。

（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

（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

如果Δh较大时可平均分配给各级，很小时可以加在末一、二级上。

（10）检查各抽汽点压力值，是否符合要求，其误差应小于2%，如果相差太大，应适当调整各级的比焓降。

（11）最后按照各级的dm和Δht求出相应的各级速比Xa。

注意末级的计算，应待末二级详算后，根据末二级后的压力与排汽压力来确定Δhtz和Xaz。

8．压力级的详细热力计算

图4压力级热力过程线

（1）由上一级的计算结果，已知本级的Po，ho，Po0，ho0，δhco，

由压力级比焓降分配，已知本级的Δht，Δht0，dm，Xa，Go。

（2）选取平均反动度

反动度的选择有两种方式

①选定一个合适的根部反动度Ωr，估取动叶高度，然后用下式确定相应的平均直径处的反动度Ωm=1-（1-Ωr）*（db-lb）/db

②估取一平均反动度Ωm，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

（4）计算喷嘴的滞止理想比焓降Δhn0

Δhn0=Δhn+δhco

（5）计算喷嘴的出口汽流理想速度C1t

（6）计算喷嘴出口汽流实际速度C1

C1=φ*C1t，这里取φ=0.97

（7）计算喷嘴损失δhn

δhn=（1-φ2）*Δhn0

（8）计算圆周速度u

u=π*dm*n/60

（9）计算级的理想速度Ca

（10）计算假想速比Xa

Xa=u/Ca

（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

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。

（12）计算喷嘴前后压力比εn

εn=P1/Po0

（13）选取喷嘴型式和出汽角α1

由εn和喷嘴叶型表选取α1

（14）计算喷嘴出口面积An

An=G*V1t/μn/c1t，这里取μn=0.97

（15）计算喷嘴高度ln

根据估算，叶片较高，故取e=1

ln=An/（e*π*dm*sin（α1））

为了设计制造的方便，取喷嘴的计算高度为整数值。

（16）计算喷嘴出口实际比焓降h1

h1=h1t+δhn

（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））

w1=（c12+u2-2*u*c1*cos（α1））^0.5

δhw1=w12/2

（18）计算动叶前的滞止压力Po0

h10=h1+δhw1

（19）计算动叶理想比焓降Δhb

Δhb=Ωm*Δht

（20）计算动叶滞止理想比焓降Δhb0

Δhb0=Δhb+δhw1

（21）计算动叶出口理想汽流速度w2t

（22）计算动叶出口实际汽流速度w2

w2=ψ*w2t，ψ由Ωm和w2t查ψ图得到

（23）计算动叶损失δhb

δhb=（1-ψ2）*Δhb

（24）确定动叶后参数P2、V2

根据h1,Δhb和δhb查焓熵表得P2、V2

（25）计算动叶出口面积Ab

Ab=G*V2/w2

（26）计算动叶高度lb

lb=ln+Δ，这里Δ为盖度，参照调节级中的给定。

（27）检验根部反动度Ωr=1-（1-Ωr）*（db-lb）/db

应在0.03-0.05范围内，否则应该重新选择。

（28）计算动叶出汽角β2

β2=arcsin（Ab/（e*π*dm*lb））

（29）根据β1和β2在动叶叶型表中选取动叶型号

（30）确定动叶出口绝对速度C2和方向角α2

α2=arctg=（w2*sin（β2）/（w2*cos（β2）-u））

（31）计算余速损失δhc2

δhc2=C22/2

（32）计算轮周有效比焓降Δhu'（无限长叶片）

Δhu'=Δht0-δhn-δhb-δhc2

（33）计算级的理想能量Eo

Eo=δhco+Δht-μ1*δhc2

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。

如果相邻两极部分进汽度相同，平均直径变化不大，轴向间隙较小，则上级余速动能可被下级完全利用，即μ1（μo）=1.0。

如果相邻两极部分进汽度不同或平均直径有突变时，上级余速动能不能被下级利用，即

μ1（μo）=0，如调节级和末级后μ1=0。

如果相邻两极部分进汽度相同，平均直径无突变，但级间有抽汽或旁通调节阀时，可取

μ1（μo）=0.7。

（34）计算轮周效率ηu'（无限长叶片）

ηu'=Δhu'/Eo

（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））

轮周效率ηu"

ηu"=Wu/Eo

Δηu=|ηu'-ηu"|/ηu'*100%

Δηu应小于1%。

若Δηu＞1%，说明前面计算有误，须重新计算。

（36）计算叶高损失δhl

δhl=a/l*Δhu'

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）计算轮周效率ηu（考虑叶轮摩擦损失）

ηu=Δhu/Eo

（39）计算叶轮摩擦损失δhf

Δhf=ΔPf/G

其中，ΔPf=K1*（u/100）3*dm2/v，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=590mm，隔板汽封间隙δp=0.5mm，汽封齿数Zp=10，

则有隔板漏汽损失

δhp=Ap/An/

*Δhi'

这里Ap=π*dp*δp（m^2）

Δhi'=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））*Δhi'

级的总漏汽损失

δhδ=δhp+δht

（41）计算级内各项损失之和Σδh

Σδh=δhl+δhf+δhδ

（42）计算级的有效比焓降Δhi

Δhi=Δhu'-Σδh

（43）计算级效率ηi

ηi=Δhi/Eo

（44）计算级内功率Pis

Pis=G*Δhi

（45）确定级后参数

h30=h3=Δht0-Δhi，或者h3=h2+Σδh+δhc2

查焓熵图可得P30，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

（二）热力计算数据汇总

建议按照步骤逐项列表

1．在数据汇总表后计算整机内功率Pi

Pi=ΣPis

2．机组各级有效比焓降之和ΣΔhi

（三）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）

（2）计算误差Δηri（与初选值比较）

Δηri=ηri-ηri"

2．修正方法

（1）如果Δηri＜1%认为计算结果满足要求，不必修正

（2）如果Δηri＞3%应按照ηri'重新作热力计算

（3）如果1%＜Δηri＜3%，只需进行通流尺寸修正，修正方法如下

①总进汽量的修正：

3.6*Pel

Do1=——————————————*m+ΔD

　　（Δhtmac）'*ηri'ηgηm　　　

②调节级修正

Dg1=Do1-ΔDv

K=Dg1/Dg

则An1=K*An，ln1=K*ln，Ab1=K*Ab，lb1=K*lb

③压力级修正

认为前轴封漏汽量及回热抽汽量均与总进汽量成正比。

因此，各压力级的An、Ab、ln和lb均以修正系数K修正。

在热力计算数据汇总表中，应增加上述修正后的值。

④内功率修正

Pi1=K*Pi

3．计算轴端功率Pe

Pe=Pi1*ηm

发电机功率Pel

Pel=Pe*ηg

（四）绘制汽轮机通流部分图

可以参考同类型机组，但应根据以上计算出的通流部分尺寸（包括dm、ln、lb等）绘制。

四.设计说明书的编写要求

1．设计说明书包括上述1到3项全部内容。

其中调节级和第一压力级，要写出详细的计算步骤和列表，其他各级只要列出数据计算汇总表即可。

2．画出汽轮机通流图。

3．将各级动叶出口速度三角形，按照一定的比例画在同一张图上。

.

4．画出调节级和第一压力级的详细热力过程线，并标出各个参数。

5．画出整机热力过程线。

6．本次设计总结。

7．列出参考文献，参考资料。

五、评分

考评按有优、良、中、及格、不及格5级记分。

考评的依据：

1.设计计算说明书50％；

2.图纸质量25％；

3.答辩10％；

4.工作态度15％。

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

配汽方式介绍

电站用汽轮机的配汽方式又称调节方式，与机组的运行要求密切相关。

通常有喷嘴配汽、节流配汽、变压配汽及旁通配汽四种方式。

旁通配汽仅在国外生产的汽轮机中采用，国产汽轮机几乎不采用。

旁通配汽通常与节流配汽或喷嘴配汽联合使用。

节流配汽通常只在国产小功率汽轮机中采用。

国产大功率带基本符合的汽轮机在低负荷运行时也有采用节流配汽方式的，如125MW汽轮机在负荷高于两调节阀全开负荷时，采用喷嘴配汽——第三、四调节阀顺序开启；当汽轮机负荷低于两调节阀全开负荷时，采用节流配汽——第一、二两调节阀同时关闭与开启。

变压配汽仅用于单元机组。

其经济性取决于新汽参数的高低，初参数越高变压配汽的优越性越好。

分析计算表明，对初压在12.3Mpa以下的机组采用变压配汽方式并无好处，只有亚临界或超临界参数汽轮机采用变压配汽才显示出优越性。

目前机组多采用喷嘴配汽，如引进美国技术的国产N300-16.66/537/537亚临界、一次中间再热、反动凝汽式汽轮机配汽方式为：

在头20年中机组承担基本负荷，采用喷嘴配汽；第二个20年中机组带尖峰负荷，负荷大于85%额定负荷时采用喷嘴配汽，负荷在85%~18%额定负荷时采用变压配汽，负荷低于18%额定负荷时保持