华北电力大学锅炉

汽轮机课程设计报告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 B26 8 83 0 981 机组型式 多级冲动式背压汽轮机 新汽压力 8 8300Mpa 新汽温度 536 0 排汽压力 0 9810Mpa 额定功率 26000 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 82 1 3 机械效率 m 99 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 3885Mpa 2 排汽管中的压力损失 P 0 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 3477 3728kJ kg Hc 2866 4569kJ kg 通流部分理想比焓降 Ht mac Ho Hc 610 9159 kJ kg Do 3 6 Pel Ht mac ri g m m D Do 3 6 26000 00 610 9159 0 821 0 970 0 990 1 05 5 00 209 0486 kJ kg 6 调节级详细热力计算 1 调节级进汽量 Dg Dg Do Dv 207 8486t h 2 确定速比 Xa 和理想比焓降 ht 取 Xa 0 3535 dm 1100 0mm 并取 dn db dm 由 u dm n 60 Xa u Ca ht Ca 2 2 u 172 79m s Ca 488 80m s ht 119 4583kJ kg 在 70 125kJ 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 119 4583 111 6935 kJ kg 5 喷嘴前后压比 n 根据 h1t ho hn 3365 6793 和 So 查焓熵图得到 P1 6 3506Mpa V1t 0 0513m 3 kg n Po Po 8 8300 8 3885 0 7571 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 2 111 6935 1000 0 5 458 46 m s C1 C1t 0 970 472 64 458 46m s 7 喷嘴损失 hn hn 1 2 hn 1 0 970 2 111 6935 6 6011 kJ kg 8 喷嘴出口面积 An An Gn V1t n C1t 57 7357 0 0513 0 970 458 46 0 0065 m 2 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 3843 10 喷嘴高度 ln An e dm sin 1 ln 0 0065 10000 3843 1100 0 sin10 28 2 mm 11 动叶高度 lb lb ln 28 2 2 5 30 7 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 30 7 0 0382 0 0382 在 0 03 0 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 tg 1 c1 sin 1 c1 cos 1 u w1 c1 sin 1 sin 1 hw1 w1 2 2 1 arctg 458 46 sin10 00 458 46 cos10 00 172 79 15 94 w1 458 46 sin10 00 sin15 94 289 85 m s hw1 289 85 2 2 1000 42 0078 kJ kg 14 动叶前蒸汽参数 由 h1 h1t hn 和 P1 查焓熵图得到 P1 6 3506Mpa S1 6 7915kJ kg K V1 0 0515m 3 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 119 4583 7 7648 kJ kg hb o hb hw1 7 7648 42 0078 49 7726 kJ kg 16 动叶出口汽流相对速度 w2 w2t 2 hb 0 5 2 49 7726 1000 0 5 315 51 m s w2 w2t 0 920 315 51 290 27 m s 其中 由 m 和 w2t 查 图得到 17 动叶损失 hb hb 1 2 hb o 1 0 920 2 49 7726 7 6451 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 6 2010Mpa V2 0 0525m 3 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 57 7357 0 0525 290 27 0 0104 m 2 20 动叶出口汽流角 2 sin 2 Ab e db lb 2 arcsin 0 0104 0 3843 1100 0 30 7 14 78 根据 1 和 2 和动叶叶型表选取动叶叶型为 TP 1A 型 21 动叶出口汽流绝对速度 c2 和出汽角 2 c2 w2 2 u 2 2 w2 u cos 2 0 5 290 27 2 172 79 2 2 290 27 172 79 cos14 78 0 5 130 85 m s 2 arctg w2 sin 2 w2 cos 2 u arctg 290 27 sin14 78 290 27 cos14 78 172 79 34 47 22 余速损失 hc2 hc2 0 5 c2 2 0 5 34 47 2 8 5609 kJ kg 23 轮周效率比焓降 hu 无限长叶片 hu ht o hn hb hc2 119 4583 6 6011 7 6451 8 5609 96 6512 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 119 4583kJ kg 25 轮周效率 u 无限长叶片 u hu Eo 96 6512 119 4583 0 8091 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 79 458 46 cos10 00 130 85 cos34 47 96 6537 kJ kg 轮周效率 u u Wu Eo 96 6537 119 4583 0 8091 用两种方法计算所得轮周效率的误差为 u u u u 100 u 0 8091 0 8091 0 8091 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 3392 4359 2888 9874 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 0 050 503 4485 64 6263 8 1797 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 12 8891 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 3328 4308kJ kg 本级比焓降 ht ho h2t 3392 4359 3328 4308 64 0051 kJ kg 本级滞止比焓降 ht o ht o hco 64 0051 0 0000 64 0051 kJ kg 2 选取平均反动度 m 选取 m 0 0640 3 喷嘴的理想比焓降 hn hn 1 m ht 1 0 0640 3328 4308 59 9088 kJ kg 4 喷嘴的滞止理想比焓降 hn o hn o hn o hco 59 9088 0 0000 59 9088 kJ kg 5 喷嘴的出口汽流理想速度 c1t c1t 2 hn o 0 5 2 59 9088 1000 0 5 346 15 m s 6 喷嘴出口汽流实际速度 c1 c1 c1t 0 970 346 15 335 77 m s 7 喷嘴损失 hn hn 1 2 hn o 1 0 970 2 59 9088 3 5406 kJ kg 8 圆周速度 u dm n 60 981 0 1000 3000 00 60 154 10 m s 9 级的假想速度 Ca Ca 2 ht o 0 5 2 64 0051 1000 0 5 357 79 m s 10 假想速比 Xa Xa u Ca 154 10 357 79 0 4307 11 喷嘴等比熵出参数 h1t h1t ho hn 3392 4359 59 9088 3332 5271 kJ kg 12 喷嘴前后压力比 n P1 Po o 5 1605 6 2010 0 8322 13 选取喷嘴型式和出汽角 1 选 TC 1A 喷嘴 出汽角 1 11 14 喷嘴出口面积 An An G V1t n c1t 56 6802 0 0618 0 970 346 1500 0 0104 m 2 15 喷嘴高度 ln ln An e dm sin 1 0 0104 1 0000 981 0 1000 sin11 00 17 7 mm 16 喷嘴出口实际比焓降 h1 h1 h1t hn 3332 5271 3 5406 3336 0677 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 335 77 sin11 00 cos11 00 154 10 20 05 w1 c1 2 u 2 2 u c1 cos 1 0 5 335 77 2 154 10 2 2 154 10 335 77 cos11 00 0 5 186 83 m s 18 动叶理想比焓降 hb hb m ht 0 0640 64 0051 4 0963 kJ kg 19 动叶滞止理想比焓降 hb o hb o hb hw1 4 0963 17 4527 21 5490 kJ kg 20 动叶出口理想汽流速度 w2t w2t 2 hb o 0 5 2 21 5490 1000 0 5 207 60 m s 21 动叶出口实际汽流速度 w2 w2 w2t 0 931 207 60 193 28 m s 22 动叶损失 hb hb 1 2 hb 1 0 931 2 4 0963 2 8712 kJ kg 23 动叶后参数 P2 V2 根据 h2 P2 查焓熵表得到 P2 5 0953Mpa V2 0 0627m 3 kg 24 动叶出口面积 Ab Ab G V2 w2 56 6802 0 0627 193 28 0 0184 m 2 25 动叶高度 lb lb ln 17 7 2 50 20 2 mm 26 检验根部反动度 r r 1 1 m db lb db 1 1 0 0640 981 0 20 20 981 0 0 0443 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 0184 1 000 981 0 1000 20 2 1000 17 19 28 根据 1 和 2 在动叶叶型表中选取动叶型号 选 TP 1A 型 29 动叶出口绝对速度 c2 和方向角 2 c2 w2 2 u 2 2 w2 u cos 2 0 5 186 83 2 154 10 2 2 186 83 154 10 cos17 19 0 5 64 78 m s 2 arctg w2 sin 2 w2 cos 2 u arctg 193 28 sin17 19 193 28 cos17 19 154 10 61 86 30 余速损失 hc2 c2 2 2 64 78 2 2 1000 2 0982 kJ kg 31 轮周有效比焓降 hu 无限长叶片 hu ht o hn hb hc2 64 0051 3 5406 2 8712 2 0982 55 4951 kJ kg 32 级消耗的理想能量 Eo Eo ht o 1 hc2 64 0051 1 0000 2 10 61 9069 kJ kg 33 轮周效率 u u hu Eo 55 4951 61 9069 0 8964 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 2 154 10 335 77 cos11 00 64 78 cos61 86 1000 55 4996 kJ kg 轮周效率 u Wu Eo 55 4996 61 9069 0 8965 u u u u 100 0 0001 小于 1 满足要求 35 叶高损失 hl hl a l hu 1 600 1 1 55 4951 55 4951 kJ kg 36 轮周有效比焓降 hu hu hu hl 55 4951 5 0165 50 4786 kJ kg 37 轮周效率 u hu Eo 50 4786 61 9069 0 8154 38 叶轮摩擦损失 hf 其中 Pf K1 u 100 3 dm 2 v hf Pf G Pf 1 0700 154 1000 100 3 981 0000 1000 2 0 0627 60 0983 kJ kg hf 60 0983 56 6802 1 0603 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 Zp 0 5 hi 这里 Ap dp p hi ht o hn hb hl hc2 64 0051 3 5406 2 8712 5 0165 2 0982 50 4786 kJ kg Ap 590 0 1000 0 5 1000 0 0009 m 2 hp 0 0009 0 0104 10 0 5 55 4951 1 3814 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 20 2 0 0743 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 0743 0 216 0 956 sin11 00 55 4951 1 3323 kJ kg 级的总漏气损失 h hp ht 1 3814 1 3323 2 7137 kJ kg 40 级内各项损失之和 h h hl hf h 5 0165 1 0603 2 7137 8 7905 kJ kg 41 级的有效比焓降 hi hi hu h 55 4951 8 7905 46 7046 kJ kg 42 级效率 i i hi Eo 46 7046 61 9069 0 7544 43 级内功率 Pi s Pi s G hi 56 6802 46 7046 2647 2245 kW 43 级后参数 h3 h2 h 1 1 hc2 3334 8426 8 7905 1 1 00 2 0982 3343 6331 kJ kg h3 o h2 1 hc2 3343 6331 1 00 2 0982 3345 7313 kJ kg 由 h3 o 和 S3 查 P3 o 5 1420Mpa 同理将剩下的各级参数计算完后 再计算整机参数 9 整机参数计算 整机有效比焓降 hi 504 3634kJ kg 计算的整机内效率 Pi s 27479 7236kW 轴端功率 Pe 27204 9264kW 发电机功率 Pel 26388 7786kW 计算误差为 0 0050 小于 1 满足要求 不必修正 四 绘制汽轮机通流部分图 见附图 1 五 绘制速度三角形 见附图 2 六 绘制热力过程线段 见附图 3 七 热力计算 调节级计算过程调节级计算过程 1 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 3477 3728kJ kg Hc 2866 4569kJ kg 通流部分理想比焓降 Ht mac Ho Hc 610 9159 kJ kg Do 3 6 Pel Ht mac ri g m m D Do 3 6 26000 00 610 9159 0 821 0 970 0 990 1 05 5 00 209 0486 kJ kg 2 调节级详细热力计算 1 调节级进汽量 Dg Dg Do Dv 207 8486t h 2 确定速比 Xa 和理想比焓降 ht 取 Xa 0 3535 dm 1100 0mm 并取 dn db dm 由 u dm n 60 Xa u Ca ht Ca 2 2 u 172 79m s Ca 488 80m s ht 119 4583kJ kg 在 70 125kJ 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 119 4583 111 6935 kJ kg 5 喷嘴前后压比 n 根据 h1t ho hn 3365 6793 和 So 查焓熵图得到 P1 6 3506Mpa V1t 0 0513m 3 kg n Po Po 8 8300 8 3885 0 7571 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 2 111 6935 1000 0 5 458 46 m s C1 C1t 0 970 472 64 458 46m s 7 喷嘴损失 hn hn 1 2 hn 1 0 970 2 111 6935 6 6011 kJ kg 8 喷嘴出口面积 An An Gn V1t n C1t 57 7357 0 0513 0 970 458 46 0 0065 m 2 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 3843 10 喷嘴高度 ln An e dm sin 1 ln 0 0065 10000 3843 1100 0 sin10 28 2 mm 11 动叶高度 lb lb ln 28 2 2 5 30 7 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 30 7 0 0382 0 0382 在 0 03 0 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 tg 1 c1 sin 1 c1 cos 1 u w1 c1 sin 1 sin 1 hw1 w1 2 2 1 arctg 458 46 sin10 00 458 46 cos10 00 172 79 15 94 w1 458 46 sin10 00 sin15 94 289 85 m s hw1 289 85 2 2 1000 42 0078 kJ kg 14 动叶前蒸汽参数 由 h1 h1t hn 和 P1 查焓熵图得到 P1 6 3506Mpa S1 6 7915kJ kg K V1 0 0515m 3 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 119 4583 7 7648 kJ kg hb o hb hw1 7 7648 42 0078 49 7726 kJ kg 16 动叶出口汽流相对速度 w2 w2t 2 hb 0 5 2 49 7726 1000 0 5 315 51 m s w2 w2t 0 920 315 51 290 27 m s 其中 由 m 和 w2t 查 图得到 17 动叶损失 hb hb 1 2 hb o 1 0 920 2 49 7726 7 6451 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 6 2010Mpa V2 0 0525m 3 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 57 7357 0 0525 290 27 0 0104 m 2 20 动叶出口汽流角 2 sin 2 Ab e db lb 2 arcsin 0 0104 0 3843 1100 0 30 7 14 78 根据 1 和 2 和动叶叶型表选取动叶叶型为 TP 1A 型 21 动叶出口汽流绝对速度 c2 和出汽角 2 c2 w2 2 u 2 2 w2 u cos 2 0 5 290 27 2 172 79 2 2 290 27 172 79 cos14 78 0 5 130 85 m s 2 arctg w2 sin 2 w2 cos 2 u arctg 290 27 sin14 78 290 27 cos14 78 172 79 34 47 22 余速损失 hc2 hc2 0 5 c2 2 0 5 34 47 2 8 5609 kJ kg 23 轮周效率比焓降 hu 无限长叶片 hu ht o hn hb hc2 119 4583 6 6011 7 6451 8 5609 96 6512 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 119 4583kJ kg 25 轮周效率 u 无限长叶片 u hu Eo 96 6512 119 4583 0 8091 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 79 458 46 cos10 00 130 85 cos34 47 96 6537 kJ kg 轮周效率 u u Wu Eo 96 6537 119 4583 0 8091 用两种方法计算所得轮周效率的误差为 u u u u 100 u 0 8091 0 8091 0 8091 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 3392 4359 2888 9874 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 0 050 503 4485 64 6263 8 1797 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 12 8891 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 2 压力级第一级详细热力计算压力级第一级详细热力计算 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 3328 4308kJ kg 本级比焓降 ht ho h2t 3392 4359 3328 4308 64 0051 kJ kg 本级滞止比焓降 ht o ht o hco 64 0051 0 0000 64 0051 kJ kg 2 选取平均反动度 m 选取 m 0 0640 3 喷嘴的理想比焓降 hn hn 1 m ht 1 0 0640 3328 4308 59 9088 kJ kg 4 喷嘴的滞止理想比焓降 hn o hn o hn o hco 59 9088 0 0000 59 9088 kJ kg 5 喷嘴的出口汽流理想速度 c1t c1t 2 hn o 0 5 2 59 9088 1000 0 5 346 15 m s 6 喷嘴出口汽流实际速度 c1 c1 c1t 0 970 346 15 335 77 m s 7 喷嘴损失 hn hn 1 2 hn o 1 0 970 2 59 9088 3 5406 kJ kg 8 圆周速度 u dm n 60 981 0 1000 3000 00 60 154 10 m s 9 级的假想速度 Ca Ca 2 ht o 0 5 2 64 0051 1000 0 5 357 79 m s 10 假想速比 Xa Xa u Ca 154 10 357 79 0 4307 11 喷嘴等比熵出参数 h1t h1t ho hn 3392 4359 59 9088 3332 5271 kJ kg 12 喷嘴前后压力比 n P1 Po o 5 1605 6 2010 0 8322 13 选取喷嘴型式和出汽角 1 选 TC 1A 喷嘴 出汽角 1 11 14 喷嘴出口面积 An An G V1t n c1t 56 6802 0 0618 0 970 346 1500 0 0104 m 2 15 喷嘴高度 ln ln An e dm sin 1 0 0104 1 0000 981 0 1000 sin11 00 17 7 mm 16 喷嘴出口实际比焓降 h1 h1 h1t hn 3332 5271 3 5406 3336 0677 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 335 77 sin11 00 cos11 00 154 10 20 05 w1 c1 2 u 2 2 u c1 cos 1 0 5 335 77 2 154 10 2 2 154 10 335 77 cos11 00 0 5 186 83 m s 18 动叶理想比焓降 hb hb m ht 0 0640 64 0051 4 0963 kJ kg 19 动叶滞止理想比焓降 hb o hb o hb hw1 4 0963 17 4527 21 5490 kJ kg 20 动叶出口理想汽流速度 w2t w2t 2 hb o 0 5 2 21 5490 1000 0 5 207 60 m s 21 动叶出口实际汽流速度 w2 w2 w2t 0 931 207 60 193 28 m s 22 动叶损失 hb hb 1 2 hb 1 0 931 2 4 0963 2 8712 kJ kg 23 动叶后参数 P2 V2 根据 h2 P2 查焓熵表得到 P2 5 0953Mpa V2 0 0627m 3 kg 24 动叶出口面积 Ab Ab G V2 w2 56 6802 0 0627 193 28 0 0184 m 2 25 动叶高度 lb lb ln 17 7 2 50 20 2 mm 26 检验根部反动度 r r 1 1 m db lb db 1 1 0 0640 981 0 20 20 981 0 0 0443 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 0184 1 000 981 0 1000 20 2 1000 17 19 28 根据 1 和 2 在动叶叶型表中选取动叶型号 选 TP 1A 型 29 动叶出口绝对速度 c2 和方向角 2 c2 w2 2 u 2 2 w2 u cos 2 0 5 186 83 2 154 10 2 2 186 83 154 10 cos17 19 0 5 64 78 m s 2 arctg w2 sin 2 w2 cos 2 u arctg 193 28 sin17 19 193 28 cos17 19 154 10 61 86 30 余速损失 hc2 c2 2 2 64 78 2 2 1000 2 0982 kJ kg 31 轮周有效比焓降 hu 无限长叶片 hu ht o hn hb hc2 64 0051 3 5406 2 8712 2 0982 55 4951 kJ kg 32 级消耗的理想能量 Eo Eo ht o 1 hc2 64 0051 1 0000 2 10 61 9069 kJ kg 33 轮周效率 u u hu Eo 55 4951 61 9069 0 8964 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 2 154 10 335 77 cos11 00 64 78 cos61 86 1000 55 4996 kJ kg 轮周效率 u Wu Eo 55 4996 61 9069 0 8965 u u u u 100 0 0001 小于 1 满足要求 35 叶高损失 hl hl a l hu 1 600 1 1 55 4951 55 4951 kJ kg 36 轮周有效比焓降 hu hu hu hl 55 4951 5 0165 50 4786 kJ kg 37 轮周效率 u hu Eo 50 4786 61 9069 0 8154 38 叶轮摩擦损失 hf 其中 Pf K1 u 100 3 dm 2 v hf Pf G Pf 1 0700 154 1000 100 3 981 0000 1000 2 0 0627 60 0983 kJ kg hf 60 0983 56 6802 1 0603 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 Zp 0 5 hi 这里 Ap dp p hi ht o hn hb hl hc2 64 0051 3 5406 2 8712 5 0165 2 0982 50 4786 kJ kg Ap 590 0 1000 0 5 1000 0 0009 m 2 hp 0 0009 0 0104 10 0 5 55 4951 1 3814 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 20 2 0 0743 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 0743 0 216 0 956 sin11 00 55 4951 1 3323 kJ kg 级的总漏气损失 h hp ht 1 3814 1 3323 2 7137 kJ kg 40 级内各项损失之和 h h hl hf h 5 0165 1 0603 2 7137 8 7905 kJ kg 41 级的有效比焓降 hi hi hu h 55 4951 8 7905 46 7046 kJ kg 42 级效率 i i hi Eo 46 7046 61 9069 0 7544 43 级内功率 Pi s Pi s G hi 56 6802 46 7046 2647 2245 kW 43 级后参数 h3 h2 h 1 1 hc2 3334 8426 8 7905 1 1 00 2 0982 3343 6331 kJ kg h3 o h2 1 hc2 3343 6331 1 00 2 0982 3345 7313 kJ kg 由 h3 o 和 S3 查 P3 o 5 1420Mpa 3 压力级第二级详细热力计算压力级第二级详细热力计算 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 3280 4227kJ kg 本级比焓降 ht ho h2t 3343 6331 3280 4227 63 2104 kJ kg 本级滞止比焓降 ht o ht o hco 63 2104 2 0982 65 3086 kJ kg 2 选取平均反动度 m 选取 m 0 0640 3 喷嘴的理想比焓降 hn hn 1 m ht 1 0 0640 3280 4227 59 1649 kJ kg 4 喷嘴的滞止理想比焓降 hn o hn o hn o hco 59 1649 2 0982 61 2631 kJ kg 5 喷嘴的出口汽流理想速度 c1t c1t 2 hn o 0 5 2 61 2631 1000 0 5 350 04 m s 6 喷嘴出口汽流实际速度 c1 c1 c1t 0 970 350 04 339 54 m s 7 喷嘴损失 hn hn 1 2 hn o 1 0 970 2 61 2631 3 4966 kJ kg 8 圆周速度 u dm n 60 985 5 1000 3000 00 60 154 80 m s 9 级的假想速度 Ca Ca 2 ht o 0 5 2 65 3086 1000 0 5 361 41 m s 10 假想速比 Xa Xa u Ca 154 80 361 41 0 4283 11 喷嘴等比熵出参数 h1t h1t ho hn 3343 6331 59 1649 3284 4682 kJ kg 12 喷嘴前后压力比 n P1 Po o 4 2373 5 1420 0 8241 13 选取喷嘴型式和出汽角 1 选 TC 1A 喷嘴 出汽角 1 11 14 喷嘴出口面积 An An G V1t n c1t 56 6802 0 0729 0 970 350 0400 0 0122 m 2 15 喷嘴高度 ln ln An e dm sin 1 0 0122 1 0000 985 5 1000 sin11 00 20 7 mm 16 喷嘴出口实际比焓降 h1 h1 h1t hn 3284 4682 3 4966 3287 9648 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 339 54 sin11 00 cos11 00 154 80 19 95 w1 c1 2 u 2 2 u c1 cos 1 0 5 339 54 2 154 80 2 2 154 80 339 54 cos11 00 0 5 189 90 m s 18 动叶理想比焓降 hb hb m ht 0 0640 63 2104 4 0455 kJ kg 19 动叶滞止理想比焓降 hb o hb o hb hw1 4 0455 18 0310 22 0765 kJ kg 20 动叶出口理想汽流速度 w2t w2t 2 hb o 0 5 2 22 0765 1000 0 5 210 13 m s 21 动叶出口实际汽流速度 w2 w2 w2t 0 931 210 13 195 63 m s 22 动叶损失 hb hb 1 2 hb 1 0 931 2 4 0455 2 9415 kJ kg 23 动叶后参数 P2 V2 根据 h2 P2 查焓熵表得到 P2 4 1837Mpa V2 0 0740m 3 kg 24 动叶出口面积 Ab Ab G V2 w2 56 6802 0 0740 195 63 0 0214 m 2 25 动叶高度 lb lb ln 20 7 2 50 23 2 mm 26 检验根部反动度 r r 1 1 m db lb db 1 1 0 0640 985 5 23 20 985 5 0 0414 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 0214 1 000 985 5 1000 23 2 1000 17 33 28 根据 1 和 2 在动叶叶型表中选取动叶型号 选 TP 1A 型 29 动叶出口绝对速度 c2 和方向角 2 c2 w2 2 u 2 2 w2 u cos 2 0 5 189 90 2 154 80 2 2 189 90 154 80 cos17 33 0 5 66 46 m s 2 arctg w2 sin 2 w2 cos 2 u arctg 195 63 sin17 33 195 63 cos17 33 154 80 61 27 30 余速损失 hc2 c2 2 2 66 46 2 2 1000 2 2085 kJ kg 31 轮周有效比焓降 hu 无限长叶片 hu ht o hn hb hc2 65 3086 3 4966 2 9415 2 2085 56 6620 kJ kg 32 级消耗的理想能量 Eo Eo ht o 1 hc2 65 3086 1 0000 2 21 63 1001 kJ kg 33 轮周效率 u u hu Eo 56 6620 63 1001 0 8980 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 2 154 80 339 54 cos11 00 66 46 cos61 27 1000 56 5404 kJ kg 轮周效率 u Wu Eo 56 5404 63 1001 0 8960 u u u u 100 0 0022 小于 1 满足要求 35 叶高损失 hl hl a l hu 1 600 1 1 56 6620 56 6620 kJ kg 36 轮周有效比焓降 hu hu hu hl 56 6620 4 3797 52 2823 kJ kg 37 轮周效率 u hu Eo 52 2823 63 1001 0 8286 38 叶轮摩擦损失 hf 其中 Pf K1 u 100 3 dm 2 v hf Pf G Pf 1 0700 154 8000 100 3 985 5000 1000 2 0 0740 52 0929 kJ kg hf 52 0929 56 6802 0 9191 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 Zp 0 5 hi 这里 Ap dp p hi ht o hn hb hl hc2 65 3086 3 4966 2 9415 4 3797 2 2085 52 2823 kJ kg Ap 590 0 1000 0 5 1000 0 0009 m 2 hp 0 0009 0 0122 10 0 5 56 6620 1 2197 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 23 2 0 0647 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 0647 0 216 0 956 sin11 00 56 6620 1 2016 kJ kg 级的总漏气损失 h hp ht 1 2197 1 2016 2 4213 kJ kg 40 级内各项损失之和 h h hl hf h 4 3797 0 9191 2 4213 7 7201 kJ kg 41 级的有效比焓降 hi hi hu h 56 6620 7 7201 48 9419 kJ kg 42 级效率 i i hi Eo 48 9419 63 1001 0 7756 43 级内功率 Pi s Pi s G hi 56 6802 48 9419 2774 0367 kW 43 级后参数 h3 h2 h 1 1 hc2 3286 8608 7 7201 1 1 00 2 2085 3294 5809 kJ kg h3 o h2 1 hc2 3294 5809 1 00 2 2085 3296 7894 kJ kg 由 h3 o 和 S3 查 P3 o 4 2090Mpa 4 压力级第三级详细热力计算压力级第三级详细热力计算 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 3231 3750kJ kg 本级比焓降 ht ho h2t 3294 5809 3231 3750 63 2059 kJ kg 本级滞止比焓降 ht o ht o hco 63 2059 2 2085 65 4144 kJ kg 2 选取平均反动度 m 选取 m 0 0640 3 喷嘴的理想比焓降 hn hn 1 m ht 1 0 0640 3231 3750 59 1607 kJ kg 4 喷嘴的滞止理想比焓降 hn o hn o hn o hco 59 1607 2 2085 61 3692 kJ kg 5 喷嘴的出口汽流理想