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汽轮机课程设计报告一、课程设计的目的、任务与要求 通过设计加深巩固汽轮机原理中所学的理论知识，了解汽轮机热力设计的一般步骤，掌握设计方法。并通过设计对汽轮机的结构进一步了解，明确主要零件的作用与位置。具体要求就是按给定的设计条件，选取有关参数，确定汽轮机通流部分尺寸，力求获得较高的汽轮机效率。 二、设计题目 机组型号：B24-8.63/0.981 机组型式：多级冲动式背压汽轮机 新汽压力：8.6300Mpa 新汽温度：540.0 排汽压力：0.9810Mpa 额定功率：24000.00kW 转速：3000.00rpm三、课程设计： (一)、设计工况下的热力计算 1.配汽方式：喷嘴配汽 2.调节级选型：单列级 3.选取参数： (1)设计功率=额定功率=经济功率 (2)汽轮机相对内效率ri=80.5% (3机械效率m=90.0% .发电机效率g=97.0% 4.近似热力过程线拟定 (1).进汽节流损失Po=0.05*Po 调节级喷嘴前Po=0.95*Po=8.1985Mpa (2).排汽管中的压力损失P0 5.调节级总进汽量Do的初步估算 由Po、to查焓熵图得到Ho、So，再由So、Pc查Hc。 查得Ho=3489.1962kJ/kg ， Hc=2878.4080kJ/kg 通流部分理想比焓降(Ht(mac)=Ho-Hc=610.7882 kJ/kg Do=3.6*Pel/(Ht(mac)*ri*g*m)*m+D Do=3.6*24000.00/(610.7882*0.805*0.970*0.900)*1.00+4.20=205.4857(kJ/kg) 6.调节级详细热力计算 (1).调节级进汽量Dg Dg=Do-Dv=204.2857t/h (2)确定速比Xa和理想比焓降ht 取Xa=0.3520，dm=1100.0mm，并取dn=db=dm 由u=*dm*n/60， Xa=u/Ca ， ht=Ca2/2 u=172.79m/s ， Ca=490.88m/s ht=120.4786kJ/kg在70125kJ/kg范围内，所以速比选取符合要求。 (3)平均反动度m的选取 取m=6.50% (4).喷嘴理想比焓降hn hn=(1-m)* ht =(1-0.0650)*120.4786=112.6475(kJ/kg) (5).喷嘴前后压比n 根据h1t=ho-hn=3376.5487和So查焓熵图得到 P1=5.8900Mpa，V1t=0.0558m3/kg n=Po/Po=8.6300/8.1985=0.7184 根据喷嘴叶型表选择TC-1A喷嘴 ，出汽角1=10.00 (6).喷嘴出口汽流速度C1 C1t=(2*hn)0.5=(2*112.6475*1000)0.5=460.41(m/s) C1=*C1t=0.970*474.65=460.41m/s (7).喷嘴损失hn hn=(1-2)*hn=(1-0.9702)*112.6475=6.6575(kJ/kg) (8).喷嘴出口面积An An=Gn*V1t/n*C1t=56.7460*0.0558/0.970/460.41=0.0075(m2) (9).部分进汽度e 令y=hl+he=f(e) 使其一阶导数为零，即求y的极值，得到e=0.3963 (10).喷嘴高度ln =An/(e*dm*sin(1) ln=0.0075/10000.3963/1100.0/sin10=32.5(mm) (11).动叶高度lb lb=ln+=32.5+2.5=35.3(mm) (12).检验根部反动度r r=1-(1-m)*db/(db-lb)=1-(1-0.0650)*1100.0/(1100.0-35.3)=0.0374 0.0374在0.030.05范围内，符合要求。 (13)求动叶进口汽流相对速度w1和进汽角1 tg1=c1*sin(1)/(c1*cos(1)-u) w1=c1*sin(1)/sin(1) hw1=w12/2 1=arctg(460.41*sin10.00/(460.41*cos10.00-172.79)=15.90 w1=460.41*sin10.00/sin15.90=291.79(m/s) hw1=291.792/2/1000=42.5719(kJ/kg) (14)动叶前蒸汽参数 由h1=h1t+hn和P1查焓熵图得到 P1=5.8900Mpa S1=6.8388kJ/(kg*K) V1=0.0560m3/kg (15)动叶理想比焓降hb和动叶滞止理想比焓降hb(o) hb=m*ht=0.0650*120.4786=7.8311(kJ/kg) hb(o)=hb+hw1=7.8311+42.5719=50.4030(kJ/kg) (16)动叶出口汽流相对速度w2 w2t=(2*hb)0.5=(2*50.4030*1000)0.5=317.50(m/s) w2=*w2t =0.921*317.50=292.42(m/s) 其中由m和w2t 查图得到 (17)动叶损失hb hb=(1-2)*hb(o)=(1-0.9212)*50.4030=7.6491(kJ/kg) (18)动叶后蒸汽压力P2和比容V2 由h2t和S1查P2，再由P2、h2查V2 查焓熵图得到 P2=5.7506Mpa， V2=0.0570m3/kg (19)动叶出口面积Ab Ab=Gb*V2/w2 (因未靠考虑叶顶漏气,故Gb=Gn) =56.7460*0.0570/292.42=0.0123(m2) (20)动叶出口汽流角2 sin(2)=Ab/(e*db*lb) 2=arcsin(0.0123/0.3963/1100.0/35.3)=14.91 根据1和2和动叶叶型表选取动叶叶型为TP-0A型 (21)动叶出口汽流绝对速度c2和出汽角2 c2=(w22+u2-2w2*u*cos(2)0.5 =(292.422+172.792-2*292.42*172.79*cos14.91)0.5=133.09(m/s) 2=arctg(w2*sin(2)/(w2* cos(2)-u) =arctg(292.42*sin14.91/(292.42*cos14.91-172.79)=34.42 (22)余速损失hc2 hc2=0.5*c22=0.5*34.422=8.8565(kJ/kg) (23)轮周效率比焓降hu（无限长叶片） hu=ht(o)-hn-hb-hc2=120.4786-6.6575-7.6491-8.8565=97.3155(kJ/kg) (24)级消耗的理想能量Eo Eo=hco+ht-u1*hc2 对于调节级Eo=ht(o)=ht ，得Eo=120.4786kJ/kg (25)轮周效率u（无限长叶片） u=hu/Eo=97.3155/120.4786=0.8077 (26)校核轮周效率 单位质量蒸汽对动叶所作的轮周功Wu Wu=u*(c1*cos(1)+c2*cos(2) =172.79*(460.41*cos10.00+133.09*cos34.42)=97.3159(kJ/kg) 轮周效率u u”=Wu/Eo=97.3159/120.4786=0.8077 用两种方法计算所得轮周效率的误差为u=|u-u”|/u*100% u=|0.8077-0.8077|/0.8077*100%=0.0000%12mm ，符合要求。 (2)末级平均直径的确定 给定dm(z)=1019.5mm (3)确定压力级平均直径的变化 采用作图法 (4)压力级的平均直径dm(平均) dm(平均)=(AB+(1-1)+(2-2)+CD)/(m+1)*k=999.5mm (5)压力级的平均比焓降ht(平均)=0.5*(*dm(平均)*n/60/Xa(平均)2 选取平均速比Xa(平均)=0.4367 ht(平均)=0.5*(*1.0*3000.00/60/0.4367)2=64.6263(kJ/kg) (6)压力级级数的确定Z Z=(1+)*ht(p)/ht(平均) ，为重热系数 其中ht(p)=ho-hc=3403.2120-2912.8334(kJ/kg) ht(p)为压力级的理想比焓降，压力级入口ho=调节级出口h3 Z=(1+0.050)*490.3786/64.6263=7.9673 取整Z=8 (7)各级平均直径的求取 数据见数据报表 (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ht ht=0.5*(*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ht,计算h h=(1+)* ht(p)-ht=-0.7285 (10)检查各抽汽点压力值符合要求 其误差小于2%，符合要求 (11)最后按照各级的dm和ht求出相应的各级速比Xa 8.压力级详细热力计算 (1)本级的比焓降ht和本级滞止比焓降ht(o) 由调节级的计算结果，已知本级的Po，ho，Po(o)，hco， 由压力级比焓降分配，已知本级的P2，dm，Gn 由P2和So查h2t=2986.0487kJ/kg 本级比焓降ht=ho-h2t=3051.6545-2986.0487=65.6058(kJ/kg) 本级滞止比焓降ht(o)=ht+o*hco=65.6058+2.9269=68.5327(kJ/kg) (2)选取平均反动度m 选取m=0.0800 (3)喷嘴的理想比焓降hn hn=(1-m)*ht=(1-0.0800)*2986.0487=60.3573(kJ/kg) (4)喷嘴的滞止理想比焓降hn(o) hn(o)=hn+o*hco=60.3573+2.9269=63.2842(kJ/kg) (5)喷嘴的出口汽流理想速度c1t c1t=(2*hn(o)0.5=(2*63.2842*1000)0.5=355.76(m/s) (6)喷嘴出口汽流实际速度c1 c1=*c1t=0.970*355.76=345.09(m/s) (7)喷嘴损失hn hn=(1-2)*hn(o)=(1-0.9702)*63.2842=3.5671(kJ/kg) (8)圆周速度u =*dm*n/60=*1019.5/1000*3000.00/60=160.14(m/s) (9)级的假想速度Ca Ca=(2*ht(o)0.5=(2*68.5327*1000)0.5=370.22(m/s) (10)假想速比Xa Xa=u/Ca=160.14/370.22=0.4326 (11)喷嘴等比熵出参数h1t h1t=ho-hn=3051.6545-60.3573=2991.2972(kJ/kg) (12)喷嘴前后压力比n=P1/Po(o)=1.0025/1.2904=0.7769 (13)选取喷嘴型式和出汽角1 选TC-1A喷嘴 ，出汽角1=12 (14)喷嘴出口面积An An=G*V1t/n/c1t=42.0793*0.2432/0.970/355.7600=0.0297(m2) (15)喷嘴高度ln ln=An/(e*dm*sin(1) =0.0297/(1.0000*1019.5/1000*sin12.00)=44.6(mm) (16)喷嘴出口实际比焓降h1 h1=h1t+hn=2991.2972+3.5671=2994.8643(kJ/kg) (17)动叶进口汽流角1和相对速度w1 1=arctg(c1*sin(1)/(c1*cos(1)-u) =arctg(345.09*sin12.00/(cos12.00-160.14)=22.02 w1=(c12+u2-2*u*c1*cos(1)0.5 =(345.092+160.142-2*160.14*345.09*cos12.00)0.5=191.37(m/s) (18)动叶理想比焓降hb hb=m*ht=0.0800*65.6058=5.2485(kJ/kg) (19)动叶滞止理想比焓降hb(o) hb(o)=hb+hw1=5.2485+18.3112=23.5597(kJ/kg) (20)动叶出口理想汽流速度w2t w2t=(2*hb(o)0.5=(2*23.5597*1000)0.5=217.07(m/s) (21)动叶出口实际汽流速度w2 w2=*w2t=0.929*217.07=201.66(m/s) (22)动叶损失hb hb=(1-2)*hb=(1-0.9292)*5.2485=3.2267(kJ/kg) (23)动叶后参数P2，V2 根据h2、P2查焓熵表得到 P2=0.9810Mpa， V2=0.2508m3/kg (24)动叶出口面积Ab Ab=G*V2/w2=42.0793*0.2508/201.66=0.0523(m2) (25)动叶高度lb lb=ln+=44.6+3.00=47.6(mm) (26)检验根部反动度r r=1-(1-m)*(db-lb)/db =1-(1-0.0800)*(1019.5-47.60)/1019.5=0.0349在0.03-0.05范围内，符合要求。 (27)计算动叶出汽角2 2=arcsin(Ab/(e*dm*lb) =arcsin(0.0523/(1.000*1019.5/1000*47.6/1000)=20.06 (28)根据1和2在动叶叶型表中选取动叶型号 选HQ1型 (29)动叶出口绝对速度c2和方向角2 c2=(w22+u2-2*w2*u*cos2)0.5 =(191.372+160.142-2*191.37*160.14*cos20.06)0.5=75.11(m/s) 2=arctg=(w2*sin(2)/(w2*cos(2)-u) =arctg(201.66*sin20.06/(201.66*cos20.06-160.14)=67.05 (30)余速损失hc2 =c22/2=75.112/2/1000=2.8208(kJ/kg) (31)轮周有效比焓降hu(无限长叶片) hu=ht(o)-hn-hb-hc2 =68.5327-3.5671-3.2267-2.8208=58.9181(kJ/kg) (32)级消耗的理想能量Eo Eo=ht(o)-1*hc2=68.5327-0.0000*2.82=68.5327(kJ/kg) (33)轮周效率u u=hu/Eo=58.9181/68.5327=0.8597 (34)校核轮周效率 单位质量蒸汽对动叶所作的轮周功Wu Wu=u*(c1*cos(1)+c2*cos(2) =160.14*(345.09*cos12.00+75.11*cos67.05)/1000=58.7452(kJ/kg) 轮周效率u”=Wu/Eo=58.7452/68.5327=0.8572 u=|u-u”|/u*100%=0.0029小于1%，满足要求。 (35)叶高损失hl hl=a/l*hu1.600/1.1*58.9181=58.9181(kJ/kg) (36)轮周有效比焓降hu hu=hu-hl=58.9181-2.1137=56.8044(kJ/kg) (37)轮周效率u=hu/Eo=56.8044/68.5327=0.8289 (38)叶轮摩擦损失hf 其中Pf=K1*(u/100)3*dm2/v ，hf=Pf/G Pf=1.0700*(160.1400/100)3*(1019.5000/1000)2/0.2508=18.2108(kJ/kg) hf=18.2108/42.0793=0.4328(kJ/kg) (39)漏气损失h 隔板汽封齿的平均直径dp=590.0mm 隔板汽封间隙p=0.5mm 汽封齿数Zp=10 则有隔板漏气损失hp=Ap/An*(Zp0.5)*hi 这里Ap=*dp*p hi=ht(o)-hn-hb-hl-hc2 =68.5327-3.5671-3.2267-2.1137-2.8208=56.8044(kJ/kg) Ap=*590.0/1000*0.5/1000=0.0009(m2) hp=0.0009/0.0297/(10)0.5*58.9181=0.5443(kJ/kg) 选取：叶顶轴向间隙z=1.5mm 围带边厚度s=0.3mm z(平均)= 1.5/47.6=0.0315(kJ/kg) 由m与db/lb查取t ，由z/s查取1 ，由z和u/Ca查取2， 动叶顶部漏气损失 ht=1*z(平均)* t/(2*sin(1)* hi =0.300*0.0315*0.216/(0.956*sin12.00)*58.9181=0.5834(kJ/kg) 级的总漏气损失h=hp+ht=0.5443+0.5834=1.1277(kJ/kg) (40)级内各项损失之和h h=hl+hf+h=2.1137+0.4328+1.1277=3.6742(kJ/kg) (41)级的有效比焓降hi hi=hu-h=58.