25mw凝汽式汽轮机组热力设计

毕业设计说明书 25MW 凝汽式汽轮机组热力设计 学生姓名 学号 学 院 专 业 指导教师 2016 年 6 月 陈淑婧 1227024207 中北大学 朔州校区 热能与动力工程 张志香 30MW 凝汽式汽轮机组热力设计 摘摘 要要 本课题针对 30MW 凝汽式汽轮机组进行热力设计 在额定功率下确定汽轮机型 式及参数 使其运行时具有较高的经济性 并考虑汽轮机的结构 系统 布置等 方面的因素 以达到 节能降耗 保护环境 的目的 本文首先对汽轮机进行了选型 对汽轮机总进汽量进行了计算 通流部分的 选型 压力级比焓降分配及级数的确定 汽轮机级的热力计算 漏气量的计算与 整机校核等 根据通流部分选型 确定排汽口数与末级叶片 配汽方式和调节级 的选型 并进行各级比焓降分配与级数的确定 对各级进行热力计算 求出各级 通流部分的几何尺寸 相对内效率 实际热力过程曲线 根据热力计算结果 修 正各回热抽汽点压力达到符合实际热力过程曲线的要求 并修正回热系统的热力 平衡计算 分析并确定汽轮机热力设计的基本参数 关键词 关键词 汽轮机 凝汽式 热力系统 热力计算 Thermodynamic design of 30MW condensing steam turbine Abstract This topic for 30MW steam turbine unit for thermal design seek appropriate turbine at rated power to make it run with higher economic and to considered to steam turbine structure system and arrangement and parts So it can achieve energy saving environmental protection purpose Determination of machine firstly the steam turbine for the selection of the turbine total inlet were calculated through flow part of the selection pressure enthalpy drop distribution and series steam turbine thermodynamic calculation the leakage amount of calculation and check According to the through flow part of selection to determine the exhaust port number and the last stage blades of steam distribution mode and regulation level selection and for different levels of specific enthalpy drop distribution and the series of levels with a thermodynamic calculation for at all levels through flow part of the geometry and relative internal efficiency the actual thermodynamic process curve According to the thermodynamic calculation results correction of regenerative extraction steam pressure to conform to the actual thermodynamic process curve and repair Thermodynamic equilibrium calculation analysis and determination of the basic parameters of the thermal design of the turbine keywords steam turbine condensing type thermodynamic system thermodynamic calculation 第 I 页 共 I 页 目 录 1 绪论 1 2 汽轮机基本参数确定 2 2 1 原始数据 2 2 2 汽轮机的基本参数确定 2 3 汽轮机总进汽量的初步估算 5 3 1 回热抽汽压力确定 5 3 2 热经济性初步计算 6 4 通流部分的选型 15 4 1 排汽口数与末级叶片 15 4 2 配汽方式和调节级的选型 15 4 3 压力级设计特点 18 5 压力级比焓降分配及级数的确定 20 5 1 蒸汽通道的合理形状 20 5 2 各级平均直径的确定 20 5 3 级数的确定与比焓降的分配 22 6 汽轮机级的热力计算 25 6 1 叶型及其选择 25 6 2 级的热力计算 27 6 3 级的详细计算 34 7 汽轮机漏汽量的计算与整机校核 37 7 1 阀杆漏汽量的计算 37 7 2 轴封漏汽量的计算 37 7 3 汽封直径的确定 38 7 4 整机校核 39 8 结论 40 致谢 41 参考文献 42 第 1 页 共 43 页 1 1 绪论绪论 蒸汽轮机从 1883 年第一台实用性机组问世至今 已有 100 多年的历史 1 汽 轮机的发展经由单级冲动式汽轮机到多级冲动式汽轮机再到多级反动式汽轮机 汽轮机随着时代和科技的进步而进步 19 世纪以来 在不断提高安全可靠性 耐 用性和保证运行方便的基础上 汽轮机是通过增大单机功率和提高装置的热经济 性来发展的 汽轮机的出现推动了电力工业的发展 20 世纪初 电站汽轮机单机 功率已达 10MW 随着电力应用的日益广泛 美国纽约等大城市的电站尖峰负荷 在 20 年代已接近 1000MW 如果单机功率只有 10MW 则需要装机近百台 因此 20 年代时单机功率就已增大到 60MW 30 年代初又出现了 165MW 和 208MW 的 汽轮机 但是之后的经济衰退 第二次世界大战的爆发 使得汽轮机单机功率的 增大处于停顿状态 50 年代 随着战后经济的快速发展 电力需求突飞猛进 单 机功率又开始不断增大 陆续出现了 325 600MW 的大型汽轮机 60 年代制成了 1000MW 汽轮机 70 年代 制成了 1300MW 汽轮机 但是机组过大又带来可靠性 可用率的降低 因而到 90 年代初 火力发电单机容量稳定在 300 700MW 21 世纪 为提高发电效率 我国对电厂机组实行 上大压小 政策 高参数大容量 凝汽式机组成为火力发展不可抗拒的发展趋势 现在许多国家常用的单机功率为 300 600MW 近几年来 国家大力提倡节能减排 2 这就需要在额定功率下寻求合适汽轮 机 使运行时具有较高的经济性 在不同工况下工作时均有比较高的可靠性 满 足经济性和可靠性要求的同时需要考虑到汽轮机的结构 系统 布置 成本 安 装和维修以及零件等方面的因素 在确保汽轮机热力设计在适用性 可靠性和经 济性的前提下 能达到 节能降耗 保护环境 的目的 而且汽轮机在计算机方 面应用的广度与深度一直在更进一步的发展 已经大大减小了手工计算的负担 但我们目前仍与其他国家存在着一定的差距 遇与挑战 这就需要我们大胆创新 不断提高汽轮机在国际上的竞争力 加大研究高参数 高效率 高可靠性和自动 化的汽轮机产品的力度 不断推动我国汽轮机的发展与进步 第 2 页 共 43 页 2 2 汽轮机基本参数确定汽轮机基本参数确定 2 12 1 原始数据原始数据 机型 25 MW 凝汽式 蒸汽初参数 p0 3 43MPa t0 435 凝汽器出口压力 pc 1 9kPa 给水温度 tfw 160 经济功率 Pc 12000kW 汽轮机转速 3000r min 汽轮机内效率 0 8 2 22 2 汽轮机的基本参数确定汽轮机的基本参数确定 1 汽轮机功率 汽轮机额定功率也称铭牌功率 由国产发电用汽轮机功率系列 见表 2 1 可 知 本课题 25MW 汽轮机属于中压汽轮机 表 2 1 国产发电用汽轮机功率系列 汽轮机 型式 低压汽轮机中压汽轮机 高压 汽轮机 超高压 汽轮机 亚临界 汽轮机 超临界 汽轮机 额定功率 MW 0 75 1 5 36 12 2550 100125 200300 600 600 汽轮机设计时所依据的功率称为设计功率 又称为经济功率 其大小由机 e P 组本身额定功率大小级运行时所承担负荷的变化而定 表 2 2 给出了国产汽轮机 选用的设计功率与额定功率之比 表 2 2 国产汽轮机不同额定功率的设计功率 额定功率 612 2550 100 设计功率与额定 功率之比 758090100 为了确保汽轮机在初参数下降或背压升高时仍能发出额定功率 在设计调节 阀与喷嘴进汽能力及结构强度时 需要考虑适当的余量 因此 在正常的参数级 第 3 页 共 43 页 提高初参数或降低背压时 汽轮机发出的功率可能大于额定值 此功率为最大功 率 2 进汽参数 新蒸汽参数 汽轮机的新蒸汽参数是指主气门的蒸汽压力与温度 通常又称为初压 初温 我国对电站汽轮机采用按功率划分新蒸汽参数等级的产品系列 见表 2 3 表 2 3 国产汽轮机新蒸汽参数 额定功率 MW 0 75 1 5 36 12 2550 100125 200300 600 新蒸汽压力 MPa 1 273 438 8212 7 13 2316 1 16 66 新蒸汽温度 340435535535 550535 550 排汽压力 凝汽式汽轮机的排汽压力要综合考虑汽轮机运行地点的气候条件 供水方式 末级叶片等因素 我国凝汽式汽轮机常用的排汽压力见表 2 4 表 2 4 我国凝汽式汽轮机常用的排汽压力 冷却水温 101520252730 排汽压力 MPa 0 003 0 0040 004 0 0050 005 0 0060 006 0 0070 007 0 0080 008 0 01 汽轮机的转速 汽轮机转速由电网频率决定 我国电网频率为 50HZ 故我国生产的汽轮机转 速采用 3000r min 调节抽汽式汽轮机的抽汽压力 2 调节抽汽式汽轮机除了能满足供电外 还能满足供热需要 调节抽汽式汽轮 机的抽汽往往由热用户的需要决定 其抽汽压力一般综合用户要求和产品系列规 范决定 表 2 5 为国产调节抽汽式汽轮机常用抽汽压力 第 4 页 共 43 页 表 2 5 国产调节抽汽式汽轮机常用抽汽压力 3 额定抽汽压力 MPa 0 120 501 001 30 调整范围0 07 0 250 40 0 700 80 1 301 00 1 60 给水温度与回热级数 通常给水温度选为初蒸汽压力下饱和温度的 65 75 较为经济 由文档 3 可知回热级数选 4 段 采用 两高 一低 一除氧 的形式 表 2 6 为不同回热 级数和给水温度 表 2 6 不同回热级数和给水温度 4 新汽压力 MPa2 353 438 8212 74 13 2316 17 16 6623 5 新汽温度 390435535535 535535 535565 565 回热级数1 33 56 77 87 88 9 给水温度 105 150150 170210 230220 250245 270270 300 第 5 页 共 43 页 3 3 汽轮机总进汽量的初步估算汽轮机总进汽量的初步估算 一般凝汽式汽轮机的总蒸汽量可由下式估算 t h 式 3 1 Dm H P D rigmt el 6 3 0 式中 m 为考虑回热抽汽引起进汽量增加的系数 它与回热级数 给水温度 汽 轮机容量及参数有关 对中压机组 m 1 08 1 15 高压机组 m 1 18 1 15 背压式汽轮机 m 1 D 为考虑阀杆漏汽和前轴封漏汽 并保证在初参数下降或背压升高时仍能 发出设计功率的蒸汽裕量 通常取 D D0 3 5 Pel为汽轮机发电机组出线端的电功率 kW Ht为汽轮机的理想比焓降 kJ kg ri为汽轮机的相对内效率 m为汽轮机的机械效率 g为发电机的效率 D0为汽轮机的进汽量 kg h 回热系统的热平衡初步计算在汽轮机进汽量估算及汽轮机近似热力过程曲线 拟定以后进行 3 13 1 回热抽汽压力确定回热抽汽压力确定 1 除氧器的工作压力 给水温度和回热级数确定之后 根据机组的初参数和容量确定除氧器 fw t fw z 的工作压力 大气式除氧器的工作压力一般选择略高于大气压力即 0 118MPa 高 压除氧器的工作压力一般为 0 343 0 588MPa 我国定压运行的高压除氧器压力为 0 588MPa 2 抽汽管中压力损失 e p 第 6 页 共 43 页 在进行热力计算时 要求不超过抽汽压力的 10 取 0 04 0 08 e p e p 级间抽汽时取较大值 高中压排汽时取较小值 3 e p 3 表面式加热器出口传热端差t 一般无蒸汽冷却段的加热器取 3 5 有蒸汽冷却段的加热t 器取 1 2 t 4 回热抽汽压力的确定 在确定了给水温度 回热抽汽级数 上端差和抽汽管道压损等参 fw t fw zt e p 数后 根据除氧器的工作压力 确定除氧器前的低压加热器数和除氧器后的高压 加热器数 同时确定各级加热器的比焓升或温升 这样就确定了各级加热 w h w t 器的给水出口水温 2w t 5 回热系统的热平衡初步估算 汽轮机回热系统热平衡计算的目的是确定汽轮机在设计工况下的汽耗量 各 级回热抽汽量 汽轮机各级组蒸汽流量及汽轮机装置的热经济性 3 23 2 热经济性初步计算热经济性初步计算 对 25MW 凝汽式汽轮机的回热系统进行热平衡估算 额定功率为 25MW 因 80 80 MW 20MW 新蒸汽压力 r P er PP e P0 8 25 r P 3 43MPa 凝结水泵压头 1 18Mpa 射汽抽气耗汽量 0 5 t h 抽汽冷 0 p cp p ej D 却器内蒸汽比焓降 2302 7kJ kg ej h 1 近似热力过程曲线的拟定 在 h s 图上根据新蒸汽压力3 43MPa 和新蒸汽温度 435 确定汽轮机进 0 p 0 t 汽状态点 0 主汽阀前 并查出比焓 h0 3304 2kJ kg 设进汽机构的节流损失 0 04 得调节级前压力 汽轮机级的理想比焓降 0 p 0 pMPa3 3 00 0 ppp 等于 1176 9kJ kg 汽轮机内效率为 80 有效比焓降为 1000 365kJ kg t H i H 排汽比焓降为 2303 835 kJ kg 2127 3kJ kg t h2 第 7 页 共 43 页 图 3 1 非再热凝汽式汽轮机近似热力过程曲线 2 估算汽轮机的进汽量 0 D 考虑回热抽汽引起进汽量增加的系数 它与回热级数 给水温度 汽轮机容 量及参数有关 对中压机组 m 1 08 1 15 高压机组 m 1 18 1 15 背压式汽轮机 m 1 取得 m 1 12 取虑阀杆漏汽和前轴封漏汽 并保证在初参数下降或背压升高 时仍能发出设计功率的蒸汽裕量 通常取 D D0 3 5 在这里取 3 D 0 03D0 另外取 99 0 97 5 带入式 3 1 可得 86 t h m g 0 D 蒸汽量包括前轴封漏气量 1 000t h 待汽轮机通流部分有关尺寸 0 D l D l D 确定后计算 3 抽汽压力确定 本课题汽轮机采用大气式除氧器 除氧器压力为 0 118MPa 对应的饱和水温 度 104 25 考虑到调节抽汽随负荷变化的特点 为了维持所有工况下除氧 ed t 12 15kJ kg 1176 9kJ kg 1000 365kJ kg 3 43MPa3 3MPa 435 3304 2kJ kg 0 h 0 0047MPa 2303 835kJ kg z h 2127 3kJ kg t h2 第 8 页 共 43 页 器定压运行 供给除氧器的回热抽汽压力一般比除氧器工作压力高 0 2 0 3MPa 5 本机采用 70 负荷以下时除氧器与高压加热器供汽源的运行方式 故除氧 2 H 器的回热抽汽压力仅比除氧器工作压力高出 0 024MPa 根据给水温度 160 可得高压加热器给水出口温度 160 且除 fw t 1 H 2w t 氧器出口水温 104 25 根据等温升 等比焓升 分配原则得高压加热器 wd t 2 H 给水温 取为 132 125 凝汽器压力对应下的饱和 5 2 25 104160 25 104 2 w t 水温为 16 7 同理的低压加热器的出口给水温度 见表 3 1 2w t 表 3 1 25MW 凝汽式汽轮机加热器汽水参数 加 加 热 器 号 抽汽压力 e p MPa 抽汽比焓 e h kJ kg 抽汽管 压损 ee pp 加热器 工作压 力 e p MPa 饱和水 温度 e t 饱和水比 焓 e h kJ kg 出口 端差 t 给水出 口温度 2w t 给水出 口比焓 2w h kJ kg H10 7622996 780 701165697 25160675 5 H20 3612832 480 333137 125576 845132 125555 46 Hd0 1422703 4170 118104 25437 30104 25437 3 H30 0252629 680 02363 475265 73360 475253 169 由各加热器的出口水温和出口端差得加热器疏水温度 查得 2w t t twe tt 2 对应的饱和压力 加热器的工作压力 考虑抽气管压损后 确定各级回热 e t e P 抽气压力 然后在拟定的近似热力过程曲线上求出各级回热抽汽比焓值 如 e P e h 图 3 2 第 9 页 共 43 页 2300 2400 2500 2600 2700 2800 2900 3000 3100 3200 3300 6 57 0 7 58 0 8 5S kJ kg h kJ kg S hc 2531 4 hd 2703 4 h2 2832 4 h1 2996 7 h0 3304 2 c 0 0019MPa 4 0 142MPa 115 8 2 0 361MPa 185 4 1 0 944MPa 300 o 3 432MPa 435 3 0 025MPa 71 1 16 7 h3 2629 6 图 3 2 汽轮机组的蒸汽热力膨胀过程线 4 各级加热器回热抽汽量计算 高压加热器 1 H 1 000t h 0 77t h 0 5t h 则给水量为 l D 1l D ej D 式 3 2 t h 27 86 10 ejllfw DDDDD 式中 为高压端轴封漏汽量 t h l D 为漏入高压加热器的轴封漏汽量 t h 1l D 2 H 为射汽抽气器耗汽量 t h ej D 由表 3 1 得给水出口比焓 675 5kJ kg 抽汽比焓 2996 7kJ kg 饱和水 2w h el h 第 10 页 共 43 页 比焓 697 2kJ kg 加热器进口水比焓 555 46kJ kg 一般加热效率 0 98 el h 1w h h 因此该级回热抽汽量为 式 3 3 t h 194 5 12 12 helel wwfw el wwfwhelelel hh hhD D hhDhhD 除氧器 除氧器为混合式加热器 它的热平衡图如图 3 3 a 由表 3 1 可得 2703 4kJ kg 437 3kJ kg ed h ed h 列除氧器的热平衡方程式 式 3 4 212 edfwwleweleeleded hDhDhDDDhD 质量方程式 式 3 5 fweeledlew DDDDDD 21 整理后得 1 853 32830 4 378 4 2703 wed DD 2 522 77 wed DD 由 1 和 2 联立解得 除氧器抽汽量为 1 504t h 凝结水量为 ed D w D 76 018t h 低压加热器 其热平衡见图 3 3 b 查表 3 1 3 2 可得 266 1kJ kg 378 4kJ kg 2629 6kJ kg 390 2kJ kg 1w h 2w h 3e h 3e h 回热抽汽量为 3e D t h 式98 3 98 0 2 390 6 2629 1 266 4 378 018 76 33 12 3 hee ww we hh hh DD 3 6 第 11 页 共 43 页 图 3 3 a 加热器热平衡图 b 除氧器器热平衡图 5 流经汽轮机各级组的蒸汽流量和内功率计算 调节级 双列 查表 3 1 3 3 可得 86t h 3304 2kJ kg 3098 1kJ kg 0 D 0 h l hh 2 式 3 7 kW 4924 6 3 1 3098 2 3304 86 6 3 200 0 hhD Pi 第一级组 已知 1 000t h 2996 7kJ kg t h l D el h85186 01 l DDD 式 kW2394 6 3 7 2996 1 3098 85 6 3 11 ell i hh DP 3 8 其它级计算方法与第一级组相同 整机内功率 kW 215503361292115482706364223944924 6 0 j iji PP 6 汽轮机的热经济性计算 机械损失 式kW 216 99 01 21550 1 mim PP 3 9 汽轮机轴端功率 式 kW2133421621550 mia PPP 第 12 页 共 43 页 3 10 发电机功率 式 kW65 20800975 021334 gae PP 3 11 由此可见 符合设计工况 20000kW 的要求 说明原估计的蒸汽量正确 e P 0 D 若功率达不到设计要求 则需修正蒸汽量并重新进行计算 直到达到为止 0 D 汽耗量 式 kW 134 4 103 0 hkg P D d e 3 12 不抽汽时 回热抽汽停用 估计汽耗量 kW 725 3 hkgd 汽轮机的汽耗率 kgkJhfw 2 675 kW 10868 2 675 2 3304 134 4 hkJq 汽轮机的绝对电效率 13 33 100 10868 3600 100 3600 q el 表 3 2 各级加热器回热抽气量的计算数据 单位 1 H 2 H d H 给水量 fw D t h86 27 凝结水量 cw Dt h76 018 实际抽气量 ei D t h5 1942 7841 504 计算抽气量 ei D t h3 957 上级加热器疏水相当量 eie D 1 t h0 313 上级加热器漏气相当量 eil D 1 t h0 86 表 3 3 流经汽轮机各级组的蒸汽流量及其内功率计算数据 调节级第一级第二级第三级第四级第五级第六级整机内功 第 13 页 共 43 页 组组组组组组率 蒸汽流 量 D t h 868579 80677 02275 51871 62867 60121550 内功率 i P kW 49923 5239436422760154829213361 表 3 4 25MW 凝汽式汽轮机热平衡计算数据 汽轮机 初压 0 PMPa3 43 射汽抽气器 汽耗量 Dcjt h0 5 汽轮机 初温 0 t 435 射汽抽气式 比焓量 hcjkJ kg2302 7 汽轮机 初比焓 0 hkJ kg3304 2 汽轮机总进 汽量 0 D t h86 工作转 速 Nr min3000 前轴封漏汽 量 l D t h1 冷却水 温 cl t 15 流入蒸汽器 蒸汽量 c Dt h67 601 汽轮机 背压 cc pp MPa0 0049 0 0047 凝汽器出口 水温 c t 31 80 抽气冷 却器出 口水温 ej t 34 80给水泵压头 fp P MPa6 27 凝结水 泵压头 cp p MPa1 18 表 3 5 热平衡计算数据 加热器 1 H 2 H d H 第 14 页 共 43 页 抽汽压力 ei PMPa0 7450 3610 142 抽汽比焓 ei hkJ kg2996 72832 42703 4加热抽汽 加热器压力 el PMPa0 7010 3330 118 下饱和水温 e p ei t 164 17132 42104 25 下饱和水比焓 e p ei hkJ kg693 6556 6437 0 1kg 蒸汽的放热量 e h kJ kg2303 12275 82266 4 被加热的凝结水量 w Dt h86 27086 27076 018 加热器进口水温 wl t 132 125104 2560 475 加热器进口水比焓 wl hkJ kg555 46437 3253 169 加热器出口端差t 550 出口水温 2w t 160132 125104 25 出口水比焓 2w hkJ kg675 5555 46437 3 凝结给水 给水比焓量 w h kJ kg135 9102 358 6 计算抽汽量 ei D t h5 1943 9571 967 抽汽量 实际抽汽量 el D t h5 1942 7841 504 表 3 6 汽机装置的热力特性数据 排汽比焓 z h kJ kg2297 9发电效率 g 97 5 等比熵排 汽比焓 t h2 kJ kg2127 3给水温度 fw t 160 汽轮机内 效率 ri 80给水比焓 fw h kJ kg675 5 第 15 页 共 43 页 回热系统热平衡初步计算所得的抽汽压力与压力级比焓降分配后所确定的各 级压力往往不能完全吻合 必须进行调整 通常需反复几次 表格中所有数据为 已经过调整后确定的热平衡计算数据 通过回热系统热平衡计算可得机组的热经济性 当机组的效率 级数 抽汽 点位置和回热系统布置有变化时 系统的热平衡及机组的热经济性发生相应变化 必须重新计算 第 16 页 共 43 页 4 4 通流部分的选型通流部分的选型 4 14 1 排汽口数与末级叶片排汽口数与末级叶片 凝汽式汽轮机的汽缸数目与排汽口数都根据功率和单排汽口凝汽式汽轮机的 极限功率共同确定的 当汽轮机的功率大于单排汽口凝汽式汽轮机的工作极限时 采用多缸和多排汽口 若转速和初始参数一定 则排汽口数主要取决于末级通道的排汽面积 末级 通道的排汽面积需要对末级长叶片特性 材料 强度 汽轮机背压 末级余速损 失大小及制造成本等因素进行综合比较后才能确定 通常可按下式估算排汽面积 式 4 1 c e b p P A 3162 1 2 式中 为机组电功率 kW 1e P 为汽轮机排汽压力 kPa c p 汽缸数增加 轴承数也增加 机组的总长度会增长 远离推力轴承的汽缸 转子和静子的热膨胀差值也相应增大 这既增加了机组的造价又不利于机组的安 全经济运行 为了减少汽缸数 采用高 中压部分汽缸和较先进的低压长叶片两 方法 6 根据总体设计决定排汽口数时要尽量在已有的叶片系列中选择与排汽面积相 近的末级叶片或一组叶片 并续进行蒸汽弯曲应力的校核 新设计的末级叶片一 般应使径高比 轴向排汽速度 300m s 2 5l dv x za C 4 24 2 配汽方式和调节级的选型配汽方式和调节级的选型 电站用汽轮机的配汽方式又称调节方式 同机组运行要求密切相关 常有喷 嘴配汽 节流配汽 变压配汽和旁通配汽四种 喷嘴配汽是绝大多数国产汽轮机 所采用的配汽方式 采用喷嘴配汽汽轮机 其蒸汽流量的改变主要是有改变第一 级喷嘴的工作面积实现的 所以该机的第一级又称调节级 调节级各喷嘴组的通 道面积及通过其内的蒸汽流量是不一定相同的 调节级的形式与参数的选择在热 力设计中相当重要 与机组容量大小 运行方式等因素有关 第 17 页 共 43 页 1 调节级选型 现常用的调节级有单列级与双列级两种 主要依据设计工况下调节理想的比 焓降的大小来决定其形式 两种调节级的主要特点是 7 双列级一般能承担较大的理想比焓降 约为 160 500kJ kg 单列级能承担 的理想焓降比较小 为 70 125kJ kg 双列级的效率和整机效率都比较低 在变工况时其级效率变化比单列级小 单列级在设计工况下效率较高 在变工况时级效率变化较大 采用单列级的汽轮机级数多 费用高 采用双列级的汽轮机级数少 结构 紧凑 且由于其调节级低的蒸汽压力与温度下降较多 故除调节级 喷嘴等部件 用较好的材料外 汽缸与转子的材料等级可适当降低 从而可降低机组造价 提 高机组运行的可靠性 因此 在电网中承担尖峰负荷时 对参数不高的中小型汽轮机宜采用双列级 如国产 100MW 以下的汽轮机绝大多数采用双列级 对于在电网中承担基本负荷 的高参数 大容量汽轮机 则最好采用单列级 2 理想比焓降的选择 理想比焓降 目前国产汽轮机调节级理想比焓降选取范围已经叙述过了 单列级在 75 125kJ kg 双列级在 160 500kJ kg 功率较大者选取较小值 选择设计工况下调节级理想比焓降时 还要考虑工况变动后的一些因素 8 如为了保证一定的给水温度 调节级后压力到第一级回热抽汽压力之间的比焓降 需要在保证压力级的平均直径平滑变化时的条件下 分为整数级 当第一级抽汽 位于调节级后时 调节级后压力需要根据给水温度进行选取 选择调节级速比 aa C X 选取适当的速度比是为了保证调节级的级效率 级效率与选择的调节级形式 有关 通常单列调节级速比选择范围 0 35 0 44 双列级速比选择的范围在 a X 0 22 0 28 低的反动度和小的部分进汽度对应较低的速度比 9 a X 选择调节级反动度 为了提高调节级的级效率 所以一般调节级都带有一定的反动度 由于调节 第 18 页 共 43 页 级为部分进汽级 故为了减少漏汽损失其反动度不宜选的过大 双列调节级各列 叶栅反动度之和 一般在 13 20 之间 当压力比 0 4 时 bgbm 可在 0 14 0 25 之间选取 反动度的分配以各列叶栅通道光滑变化为原则 m 大小由调节级各列叶栅的出口面积予以保证 10 表 4 1 为双列级各列叶栅的面积 比 经过了实验证明的具有较高级效率 表 4 1 双列级各列叶栅的面积比 理想比焓降压力比 第一列动叶出口 面积比 导叶出口面积比 第二列动叶出口 面积比 kJ kg t h Ab AnAg AnAB An 200 012 0 02 为第一压力级平均反动度 m Un为喷嘴流量系数 过热取通常取 0 97 e 为第一压力级部分进汽 尽量使 e 1 需与叶高 ln 相应估取 为第一压力级喷嘴出口角 第一压力级喷嘴出口理想比熔 m2 kg 1 t 1 V 2 凝汽式汽轮机末级直径的估算 当末级不为通用级时 最后一级的平均直径可用下式估算 式 5 3 m3 1 365 100002 0 140 1030 8 18 sinhtg VG sinhtg2000 VG d 2 mac 2c 2 2c z m 查表得 67 601t h 18 8kg s 0 015 0 025 取 0 02 90 cc DG 2 10 查 h s 图得 30 m2 kg 1000 365kJ kg 2 V mac ht 第 23 页 共 43 页 式中 为通过末级的蒸汽流量 kJ kg c G 为末级动叶出汽角 一般取 90 2 为末级余速损失系数 一般 0 015 0 025 z 2c mac hht 为末级动叶排汽比容 m3 kg 2 V 为末级径高比 对于小功率汽轮机尽量使 8 12 因避免 22 bm ld 采用扭叶片 大容量机组可取较小值 但一般 2 5 3 3 确定压力级平均直径的变化 根据前面描述的蒸汽通道形状来确定压力级平均直径的变化规律 一般采用 作图法 如图 5 1 横坐标上任取长度为 a 的线段 BD 一般为 25cm 来表示第一 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 级的平均直径值如图中的 AB 与 CD 一般 AB CD m dm 08 0 10 8 0 10 根据所选的通道形状 用光滑曲线将 A C 连接起来 AC 曲线即m d z m 3 0 10 3 10 为压力级各直径的变化规律 3 A B C D 1 1 2 2 3 3 m 1 m 1 图 5 1 压力级平均直径变化规律 5 35 3 级数的确定与比焓降的分配级数的确定与比焓降的分配 第 24 页 共 43 页 1 级数的确定 图中压力级的平均直径将 BD 线段分为 m 等份 m 5 量出图中各段 m d 长度 求出平均直径 式 5 4 m m dm 8 1 10 15 3 025 0 18 0 15 0 1 008 0 10 1 CD2211AB 压力级理想比焓降可由下式确定为 t h kJ kg 式82 249 4 0 8 1 337 12 X 337 12 2 2 2 a 2 m t d h 5 5 压力级组的级数可由下式求得 结果取整 式5 82 249 05 0 1 9 1176 1 Z t p t h ah 5 6 式中 为压力级理想比焓降 取 1176 9kJ kg p t h 为重热系数 取 0 05 a 重热系数一般通过估取 凝汽式汽轮机取 等级数确定后 a 08 0 03 0 a 用来校核 05 0 419 9 1176 85 01 15 0 1 1 z z HK p tri 2 比焓降的分配 求取各级平均直径 求得压力级级数后 再将图中线段 BD 重新分为 Z 1 等份 在原拟定的平 均直径变化曲线 AC 上求出各级的平均直径 分配各级比焓降 相应的速度比是根据求出的各级平均直径来选取的 然后根据式 5 5 求出各 级的理想比焓降是为了方便比较与修正 将上述参数进行整理 如表 5 1 表 5 1 各级比焓降的分配 第 25 页 共 43 页 级号12 Z总和 平均直径dm0 811 5 1 8 2 53 速度比Xa0 40 410 42 0 43 0 4350 44 计算理想比焓降ht 49 34873 39100 71 216 18 407 48573 521420 628 各级比焓降的修正 必须对分配的比焓降进行修正的情况是在拟定的热力过程曲线上逐级作出各 级理想比焓降 当最后一级背压与排汽压力不能重合 t h z p2 c p 在拟定的热力过程曲线上 将经过修正后的各级比焓降进行分配 然后找 t h 出各级所对应的回热抽汽压力 将此抽汽压力与回热系统计算所得的抽汽点压力 相比较 看是否相等 一般难以完全吻合 需要进行适当的调整 调整时注意 除氧器前一级的抽汽压力不能过高 否则易引起给水在除氧器内的自沸腾 除氧 器的额定抽汽压力应大小其抽汽压力 以免负荷变化 不能保证其正常工作 满 足给水温度要求 调整好抽汽压力后 为了最后确定各级抽汽量和汽轮机各级组的蒸汽量 还 需对回热系统重新计算 第 26 页 共 43 页 6 6 汽轮机级的热力计算汽轮机级的热力计算 当确定汽轮机各级的蒸汽流量和理想比焓降后 方可对各级进行详细的热力 计算 来确定级通流部分的主要尺寸 级效率 热力参数和内功率 级热力计算的方法有两种 分别是速度三角形法和模拟法 一般国内采用速 度三角形法 它以均匀一元流动理论作为理论基础 以平面叶栅的静吹分试验为 依据 将平均直径截面上的参数视为整个级的热力参数 通过基本方程和速度三 角形确定级通流部分的主要尺寸以及内功率和级效率 15 6 16 1 叶型及其选择叶型及其选择 1 叶片型线图及特性曲线 叶栅中叶片的横截面形状称为叶型 其周线称为型线 16 图 6 1 为汽轮机叶 栅参示图 图 6 1 汽轮机叶栅参示图 2 选择叶型和有关几何参数 叶型的选择 气流在其出口处马赫数的大小是喷嘴和动叶叶片型线的选择依据 c c Ma f 单列级大多数工作与亚音速范围 选择带字母 A 的亚音速叶栅是较为合适的 不同的叶型有其相应的最佳出口角 出口角较小的叶栅适用于容积流量较小 的级 这样才能保证该级的叶片高度 出口角较大的叶栅适用于容积流量最大的 级 这样才能保证叶片高度增加过快 第 27 页 共 43 页 叶片宽度和弦长的选择 在选择喷嘴和动叶叶片宽度 bn bb时 必须满足叶片强度的要求 叶片宽度 过大或过小将会造成材料的浪费或引起叶片的断裂 根据叶片的制造工艺和通用 性的要求 通常一种叶型仅生产几档宽度供选择使用 所以需根据叶片长度估算 选取某一档叶片宽度 Bn1 Bb以及安装角 当叶片宽度与安装角确定之后 yy 叶片的弦长 bn bb也就确定了 相对节距和叶片数的确定 选取喷嘴和动叶出口角的同时还需要对相对节距进行选择 一定的叶 21 型对应有最佳的相对节距范围 所以在选取相对节距时应在最佳范围内选取 将叶栅的各项几何参数选定后 可根据 dn和 db来确定喷嘴与动叶的叶片数 然后进行取整 然而从叶片强度考虑来考虑 通常叶片数为 b b b n n n t d z t ed z 偶数 气流出口角的选择 喷嘴和动叶气流出口角对叶栅的做功大小 通流能力 效率高低都有 21 较大关系 根据级蒸汽容积流量的大小进行级的热力设计时 通常在下列范围内 考虑选择出口角 高中压级 双列级 其后各列叶栅的 14 11 1 15 13 1 出口角选择范围为 8 7 10 5 5 3 1 22 112 当喷嘴出口气流速度超过音速时 气流在斜切部分继续膨胀 气流方向发生 偏转 此时出汽角为 17 式 6 1 k k n k n k k k k k 11 1 1 1 1 1 11 1 1 1 1 2 sinsin 式中 为喷嘴出汽角 通常可认为与喷嘴出口几何角相等 1 g1 为气流在喷嘴出口的偏转角 1 k 为定熵指数 过热蒸汽 饱和蒸汽 为蒸汽干度 3 1k 0 1x 1 035 kx 第 28 页 共 43 页 为喷嘴压力比 为喷嘴前滞止压力 为喷嘴后压力 n 01 p p n 1 p 1 p 当动叶内气流速度出现超音速时 气流在动叶内也产生偏转 其出汽角为 式 6 2 k k b k b k k k k k 11 1 1 1 2 1 22 1 1 1 1 2 sinsin 式中 为汽流在动叶出口的偏转角 2 动叶出口角 常认为与动叶出口几何角相等 2 为动叶压力比 为喷嘴前滞止压力 为喷嘴后压力 b 12 p p b 1 p 1 p 6 26 2 级的热力计算级的热力计算 级的热力计算大致过程如下 18 依据喷嘴压力比和容积流量 选择型线 叶片数 Zn 节距 tn 叶片宽度 Bn 级出口角 1 算喷嘴出口汽流速度 通过连续方程算喷嘴出口面积 An和叶片高度 ln 依据喷嘴高度确定动叶高度 lb 后用连续方程计算动叶出口角 选定 2 叶片宽度 Bb 动叶型线 叶片数 zb 校核无限长叶片的轮周效率 检查计算的正确性 计算各项能量损失 终确定该级所能达到的级效率和内功率 1 计算出口面积和级叶片高度 喷嘴出口汽流速度及喷嘴损失 喷嘴中理想比焓降 式 tmn hh 1 6 3 初速动能 式 2000 2 0 0 c hc 6 4 第 29 页 共 43 页 式中 为进入喷嘴的蒸汽余速 m s 0 c 滞止理想比焓降 式 0 cnn hhh 6 5 喷嘴出口汽流理想速度 式 01 72 44hc t 6 6 喷嘴出口汽流实际速度 式 t cc 11 6 7 式中 为喷嘴速度系数 喷嘴出口面积 1 时喷嘴工作于亚音速区 采用渐缩喷嘴 喷嘴出口面积 An cm2 crn 为 式 6 8 4 1 1 10 tn t c GV An 11 0 1 2 k k k k cr cr k p p 式中 为临界压力比 仅与蒸汽性质有关 0 546 cr cr 为喷嘴前汽流滞止压力 MPa 0 p 为喷嘴后气流压力 MPa 1 p 为喷嘴临界压力 MPa cr p 为通过喷嘴的蒸汽流量 kg s G 为喷嘴出口汽流理想比容 m3 kg t V1 喷嘴流量系数 n 2 时喷嘴出口汽流速度应大于音速 宜采用渐缩喷嘴 但是汽 crn 4 0 流在喷嘴出口产生偏转 喷嘴出口面积 喷嘴喉部面积 常用下式计算 第 30 页 共 43 页 式 6 9 0 0 0648 0 vp G AA crn 3 时喷嘴须采用缩放形式 其出口面积的计算公式为式 6 9 4 0 3 0 n 喷嘴出口高度 根据喷嘴压力比和蒸汽容积流量选择喷嘴型线 弦长 bn 叶片宽度 Bn 叶 片数 zn 相对节距 tn和喷嘴出口角 可计算出喷嘴叶片高度 ln 1 式 6 10 111 1 sinsin nn n tnn tn n tz A ctz vA l 当部分进汽度 e 1 时 需要采用作图法确定最有利的叶片高度 设若干各叶 片高度 ln 算出相应的部分进汽度 e 然后分别计算处叶高损失和部分进汽损 t h 失 然后按比例同画在以 ln为横坐标的图上 两条损失曲线的交点所对应的 e h 叶高即为最有利的叶片高度 同样也可采用数学中求导的方法求最有利叶片高度 动叶进出口速度及能量损失 动叶中理想比焓降 kJ kg 式 tmb hh 6 11 动叶进口汽流方向 式 21 11 1 1 cos sin tan c c 6 12 动叶进口汽流速度 m s 式 1 11 1 sin sin c w 6 13 动叶进口速度动能 kJ kg 式2000 2 1 1 whw 6 14 动叶滞止比焓降 kJ kg 式 1 wbb hhh 6 15 第 31 页 共 43 页 动叶出口理想速度 m s 式 2 72 44 bt hw 6 16 动叶汽流实际速度 m s 式 t ww 22 6 17 式中 为动叶速度系数 动叶出口绝对速度的方向与大小 见图 6 2 图 6 2 动叶进出口速度三角形 式 6 18 22 22 1 2 cos sin tan w w m s 式 6 19 2 22 2 sin sin w c 动叶损失 kJ kg 式 6 20 2 1 bbs hh 余速损失 kJ kg kJ kg 式 6 21 2000 2 2 2 c hc 动叶出口面积 动叶一般采取渐缩通道 其通道出口面积 Ab的计算方法与喷嘴相同 或 cm2 式 6 22 4 2 2 10 tb b w G A 4 2 2 10 w G Ab 式中 为通过动叶的蒸汽流量 通常取喷嘴中的流量值 而将叶顶漏汽作为叶G 顶漏汽损失予以考虑 分别为动叶的理想比容和实际比容 2 第 32 页 共 43 页 汽轮机制造厂常用上述第二式计算动叶出口面积 动叶高度 根据动叶压力比 选择动叶型线 叶片宽度 Bb 弦长 db 相对节 12 p p b 距 tb 确定动叶个数 zb 然后选择就可以通过计算出动叶出口 2 2 sin b b b de A l 高度 lb 当容积流量较小时 则认为动叶出口高度相等即 此时往往可通过确定 bb ll 动叶进口高度确定动叶出口高度 然后用上式计算动叶出口角 2 动叶进口高度 可通过喷嘴出口高度来确定 式中为动叶高度 b l nb ll 为叶根高度 为叶顶高度 可根据经验