600MW凝汽式汽轮机设计与应用毕业论文.docx

600MW凝汽式汽轮机设计与应用毕业论文目 录摘 要1第1章 绪论5第1节 课题研究的目的和背景5第2节 国内外汽轮机设计方法探讨61.1引言61.2国内外汽轮机组研究现状6第3节 论文研究的主要内容9第2章 汽轮机结构与形式的确定112.1 汽轮机初参数的确定112.1.1主蒸汽及再热蒸汽压力、温度的确定112.1.2 汽轮机排汽参数122.2 汽轮机设计功率与形式的确定122.3 汽轮机转速和调节方式的确定122.4 汽轮机热力过程拟定132.4.1 各缸进排气参数及圧损的确定132.4.2各缸内效率的估定及热力过程线15第3章 回热系统初步拟定173.1 相关参数确定173.1.1 主蒸汽流量G0173.1.2 除氧器、高、低加参数，凝汽器参数及加热器温升分配183.1.3 分级参数确定193.1.4 各级抽气参数确定223.2 调节级设计243.3 调节级详细计算253.3.1最佳部分进汽度的确定253.3.2汽流出口角的选择263.3.3调节级的详细计算27第4章 非调节级设计及回热系统校正324.1.1 非调节级的级数的确定324.1.2各缸非调节级的确定334.2中压缸非调节级热力计算394.3 全机及各缸内功率、内效率计算444.3.1各缸内功率及内效率的计算444.3.2全机内功率及内效率计算444.4 效率的核算45第5章 汽轮机本体结构设计475.1 汽机汽封及轴封系统475.2 汽轮机结构设计505.2.1汽机进汽部分的结构及布置505.2.2汽缸各部件结构545.2.3转子部件结构585.2.4汽机的支承、定位及膨胀导向60总结与感想63毕业设计总结：63毕业设计感想：63参考文献65 第1章 绪论第1节 课题研究的目的和背景 在现代社会，能源十分重要的时候，节约能源是很必要的。电力方面，就要求我们能够最大限度的提高电厂的热经济性，提高电厂热效率。而长时间以来我国的火力发电行业中发电机组容量以300MW机组及以下低参数机组为主，平均煤耗为440g/kWh。效率低下，排放量大，煤耗较高，由此带来的环境问题日益严峻，全国雾霾现象加剧，人们生活受到影响。从2006年以来，全国30万千瓦等级以上大型火电机组占火电机组的比重已经达到75%以上，其中60万千瓦级以上清洁能源机组占火电机组比重已经达到40%左右。截至2014年底，已经投入运行的百万千瓦超超临界火电机组已超过60台，累计生产量超过80台。我国已成为世界上百万千瓦级超超临界机组投运最多的国家，为此国内发电行业的发电机组开始追求效率高，污染物排放少，煤耗低，高参数的大容量机组，以600MW及以上机组为主。600MW机组为超临界机组，它具有效率高、煤耗低、自动化程度高、运行人员少的特点，而且还有单位容量占地面积小等适合我国国情的优势。这正好适合我国“十二五”规划中“绿色发展建设资源节约型、环境友好型社会”，对能源实行节能减排的要求,目前我国火力发电厂建设以高参数大容量发电机组替代退役小机组，实现“以大代小”因此，对600MW机组进行设计及推广是非常有必要的。为此，本课题是在了解600MW机组特征及熟悉电厂设计的基础上，对600MW机组进行初步设计。 第2节 国内外汽轮机设计方法探讨1.1引言 能源是国民经济的基础，节约能源是我国的一项基本国策，我国是一个能源生产大国，也是一个能源消耗大国，因此，节能降耗在我国国民经济建设中起着至关重要的作用，作为我国能源支柱产业的电力行业进行能源有效利用而言，提高能源利用率，提高电厂热经济性和热效率，对于节约能源，改善环境，增加电力供应等具有重要意义。1.2国内外汽轮机组研究现状 汽轮机在社会经济的各部门中都有广泛的应用。汽轮机种类很多，并有不同的分类方法。汽轮机的蒸汽从进口膨胀到出口，单位质量蒸汽的容积增大几百倍，甚至上千倍，因此各级叶片高度必须逐级加长。大功率凝汽式汽轮机所需的排汽面积很大，末级叶片须做得很长。 大型汽轮机组的研制是汽轮机未来发展的一个重要方向，这其中研制更长的末级叶片，是进一步发展大型汽轮机的一个关键；研究提高热效率是汽轮机发展的另一方向，采用更高蒸汽参数和二次再热，研制调峰机组，推广供热汽轮机的应用则是这方面发展的重要趋势现代核电站汽轮机的数量正在快速增加，因此研究适用于不同反应堆型的、性能良好的汽轮机具有特别重要的意义。研究流体机械内部流场的方法主要有理论分析、实验研究和数值模拟，实验研究大多在风洞中进行，测量流场的主要工具有空气动力探针、热线风速仪、激光风速仪等。Sjolanderuoz用烟丝和油迹显示流动的物理现象，Yaras的实验测量了平板双列叶栅的顶隙流动，详细的测量了速度分布、流动方向、间隙内的总压和静压，结果有助于说明泄漏量和压力之间的关系。Myara采用静止串联叶栅，改变顶端间隙大小，用皮托管测流速，测得间隙最大流速是入口的2倍，沿股线方向测量流速大小和方向，随着间隙的减少，由于阻力加大，测量难度也加大，研究表明：由于驱动压力的不同，产生不同的间隙加速流动。 从上世纪60年代至今，电站汽轮机产品在单机功率和蒸汽参数上都没有重大的突破，只是在产品的可靠性、机动性、控制水平和经济性等方面有所发展。至今火力发电站最大的单轴汽轮机是俄罗斯的科斯特罗姆电站的1200MW机组（23.5MPa，540/540）；最大的双轴汽轮机组是美国阿摩斯电站的1300MW机组（24.7MPa，538/538）。在汽轮机的生产能力方面，目前我国大型汽轮机制造厂有哈尔滨汽轮机厂东方汽轮机厂，上海汽轮机厂。为了进一步降低机组单位功率的重量提高机组的内效率，有的制造厂正在研制更高参数的大型机组。如日本川越电站700MW燃用天然气的超临界压力机组，其初参数压力为31.6MPa，温度为566/566，汽轮机的设计热耗为7461kJ/kWh，汽轮机组热循环效率为48.26。国内外600MW等级汽轮机组的蒸汽参数多数为：采用亚临界压力约为1619MPa温度530566的参数且以16.616.7MPa，540最为普遍；而采用超临界压力的蒸汽压力约为24MPa，温度536566， 汽轮机组的热耗，亚临界压力机组约为77908000kJ/kWh（GE公司的600MW调峰机组热耗为8441kJ/kWh），超临界压力机组约为76507910kJ/kWh。汽轮机末级叶片长度对机组的功率和效率有明显的影响。目前用于3000r/min的600MW等级机组的合金钢末级片长度约为7871072mm；已研制成功的钛合金叶片长度有700 900 1000 1200 1300mm，长度为1500mm的钛合金叶片正在研制之中。我国早期安装的600MW等级汽轮机组的末级叶片长度为850900mm近期安装的机组末级长度为10001072mm。 在汽轮机组的总体结构方面，600MW等级机组多数采用四缸四排汽的形式，即高压缸、中压缸（单流程、双流程均有采用）、两个双流程低压缸。也有采用高中压缸合缸的结构，构成三缸四排汽的总体结构，其好处是使机组更加紧凑。但由于合缸高中压缸尺寸较大，热惯性大，有可能造成调峰性能较差。这种结构形式的中压缸级数较少，有可能限制中压缸效率的提高。600MW等级机组的高、中、低压缸采用双层（内、外）缸形式。高、中压缸由铸造制成，低压缸多数为焊接结构。绝大多数制造厂的汽缸采用带法兰的水平中分面。现代600MW等级汽轮机汽缸采用窄法兰，不设法兰螺栓加热，运行、检修较为方便。采用双层缸结构，汽缸壁可以较薄，有利于降低启动、停机过程的热应力。600MW等级机组的汽轮机转子，绝大多数制造厂采用整锻转子或焊接转子，只有俄罗斯和日本的三菱公司还有套装转子。 汽轮机转子的支承方式，有采用两根转子四个轴承和两根转子三个轴承两种基本形式（即四支承和三支承）。中国、俄罗斯、美国的CE公司和WH公司、法国Alsthom、英国GEC公司、日本等多数采用每根转子由两个轴承支承。瑞士的ABB公司和德国的KWU公司在两根转子中间只用一个轴承，组成单支点轴系。支持轴承的形式，中国的哈汽和上汽、美国的GE公司和WH公司、日本的三菱和东芝公司，对承受负荷不很重的轴承（如高中压转子和第一根低压转子的），采用可倾瓦轴承，对承受负荷很重的轴承（如第二根低压转子和发电机转子的），则采用圆筒形轴承，轴系的稳定性较好。中国的东方汽轮机厂、俄罗斯、日本的日立公司，对负荷不很重的轴承，采用可倾瓦轴承，对承受负荷很重的轴承，采用椭圆形轴承，瑞士的ABB公司采用类似于椭圆形轴承的改良型袋式轴承。 汽轮发电机轴系的盘车，多数采用低速盘车方式。在重载轴承处有用顶轴油设施和不用顶轴油设施两种形式。为了提高大型汽轮机组的经济性和可靠性，各制造厂正在对大型汽轮机从参数、单机功率、控制水平、安全设施等方面进行不懈的努力。第3节 论文研究的主要内容1 分析与确定汽轮机热力设计的基本参数，这些参数包括汽轮机容量、进气参数、转数、排气压力、冷水温度、回热级数及给水温度、供热汽轮机的供热蒸汽压力等；2 对多级汽轮机的各级内的热力计算，蒸汽流量、级的轮周效率与最佳速度比，压力比焓降及级数确定，以及汽轮机的漏气量和轴向推力等的核算； 3 拟定汽轮机近似热力过程曲线和原则性回热系统，进行汽耗量及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形式、比焓降、叶型及尺寸等；5 根据通流部分形状和回热抽汽特点要求，确定压力级即非调节级的级数和排气口数，并进行各级比焓降分配；6 对各级进行详细的热力计算，求出各级通流部分的几何尺寸、相对内效率和内功率，确定汽轮机实际的热力过程； 第2章 汽轮机结构与形式的确定2.1 汽轮机初参数的确定 常规超临界机组的主蒸汽和再热蒸汽温度为538-560，典型参数为24.2 Mpa/566/566，对应的发电效率约为41%，参考汽轮机原理（中国出版社)2.1.1主蒸汽及再热蒸汽压力、温度的确定 汽轮机设计的基本参数即是汽轮机设计的原始数据，除用户提出要求外，应按照电力部门明确规定的系列规范选取。对既未定形成系列规范、用户又未提出要求的参数，需要进行技术经济性比，现选定一组汽机参数如下表2.1所示 汽机参数： 表 2.1额定功率(MW)转速(rpm/min)主汽压力（MPa)主汽温度（oC）再热压力（MPa)600300024.25653.703排汽压力（MPa)冷却水温（oC）给水温度（oC）再热温度（oC）0.004920280.885652.1.2 汽轮机排汽参数 汽轮机高压缸排气压力Pa=4.114MPa 排气温度Ta=306.78 汽轮机中压缸排气压力Pb=1.082MPa 排气温度Tb=379.62 汽轮机低压缸排气压力Pc=5kPa 排气温度Tc=32.8 2.2 汽轮机设计功率与形式的确定 汽轮机设计功率的确定： 表 2.2经济工况功率600MW铭牌功率（夏季）600MWVWO阀门全开工况648 MW最大连续功率工况TMCR638.5 MW 由设计任务书及已经选取的相关参数可确定汽轮机型式N600-24.2/565/565型、一次中间再热、水冷凝汽式、基本负荷兼调峰运行汽轮机2.3 汽轮机转速和调节方式的确定 我国电网调波为50Hz，发电机最高转速为3000rmp/min，故选取汽轮机转速为3000 rmp/min 电网中带基本电荷的机组，可以采用喷嘴调节方式，也可以采用节流调节方式，电网中的调峰机组应该采用喷嘴调节方式。喷嘴调节方式是为了发挥机组的经济性，且目前我国制造的汽轮机绝大多数都采用喷嘴调节方式，所以综合考虑来说，我们选择喷嘴调节方式。 汽轮机组热力设计基本参数的选取 表2.3项目选取参数机组型号N60024.2/565/565新汽压力24.2 MPa新汽温度565排汽压力0.0049 MPa额定功率600 MW额定转速3000 rmp/min给水温度280.88回热级数3高4低1除氧 8级回热再热压力3.73 MPa再热压力损失0.328 MPa再热温度565机组型式一次中间再热凝气式基本负荷兼调峰汽轮机2.4 汽轮机热力过程拟定2.4.1 各缸进排气参数及圧损的确定 （1）各缸进排气参数见下表2.4 表2.4项目压力MPa温度焓值KJ/kg高压缸进气24.2565.03395.68高压缸排气4.241308.12977.40中压缸进气3.6285565.03597.22中压缸排气1.0824379.623219.61低压缸进气1.0388379.263219.61低压缸排气0.004932.882478.11 （2）圧损的确定主汽门调节阀中的节流损失：Po=0.04Po=0.0424.2=0.968MPa（节流损失率与高缸进气量乘积）调节级前压力：Po=24.2-0.968=23.232 MPa（主汽与节流损失的差值)排气管中的圧损：Px=0.034.241=0.127 MPa(圧损率与高缸排汽量的乘积）； Px/=4.241-0.127=4.114 MPa（高缸排气与管中圧损的差值）中间再热及连通管圧损：Px=0.1Px=0.14.114=0.4114 MPa（中间再热率与管中圧损量的乘积） Px/=4.114-0.4114=3.7026 MPa（管中再热量与中间再热损失量的差值）中压快速截止阀和调节阀压损：Px=0.02Px=0.07405 MPa（中压调节阀全部打开) Px/=3.7026-0.07405=3.6285 MPa(中间再热量与阀内损失量的差值)中低压缸连通管中的损失：Pa=0.02Pa=0.021.0824中压缸排气 =0.0216MPa 低压缸进气压力：Ps=1.0388MPa（对于大容量机组可以忽略低压缸排气损失）2.4.2各缸内效率的估定及热力过程线对照国内同类机组，估定各缸的内效率：高压缸88%；中压缸91%；低压缸89%。热力过程线请详见下表2.2。 表2.2 图2.1 各缸的内效率热力过程线第3章 回热系统初步拟定3.1 相关参数确定3.1.1 主蒸汽流量G0对一般的凝汽式汽轮机，其进汽量可按下式估算： （t/h）m考虑回热抽汽使进汽量增大的系数,它与回热级数、给水温度功率有关，结合一设计机组的相关参数，取m=1.4D考虑轴封漏气、门杆漏气所需的新汽量，一般D2%D0，这里取为1%D0Htmac全级理想焓降（KJ/kg)由H-S图上查得各个点的参数，可得：Htmac=H高+H中+H低 =3395.68-2910.74+3597.22-3188.13+3219.66-2251.03=1851.66（KJ/kg) t -汽轮机相对内效率，根据相关指标取为： t =90%m -机械效率，参照国内同类型机组取为：m =99%z-发电机效率，参照国内同类型机组取为：z=98%代入公式，计算得：D0=1896.849t/h3.1.2 除氧器、高、低加参数，凝汽器参数及加热器温升分配（1）除氧器出口工作压力和温度的确定 由于本机组设计为中间再热机组，一般采用高压式除氧器，设计工况下，对该汽轮机取为1.06 MPa，由此查得饱和水和饱和水蒸汽热力性质表，可求得：tcy=182, 给水温度与进入汽轮机的参数和高压加热器的个数有关，汽轮机进汽压力为24.2 MPa，参考同类型机组可得：给水温度取为280。查得在5kPa的背压下饱和水温度为32.88,为计算方便，取给水温度为280.88。（2）凝汽器出口压力和温度 较大容量汽轮机的排汽管都设计为具有一定的扩压能力，使排汽的余速动能最大限度地转化为压力能，用以补偿蒸汽在其中的压力损失。良好情况下，可使排汽压力Pc与凝汽器出口压力P/c接近相等。由于本机组为600MW机组，蒸汽流量大，所以本机组的排汽初步设计为四排汽，但在实际计算过程中发现由于流量太大导致低压缸最后几级喷嘴和动叶高度太大，于是改为六个低压缸，为六排汽。凝汽器设计为双壳体，为了提高机组经济性采用双背压、单流程，可在机组最大出力工况下长期进行。参照同类机组，低压凝汽器出口压力Pc低=0.0049MPa，高压凝汽器出口压力Pc高=0.0059 MPa，由凝汽器出口压力查饱和蒸汽热力性质表可得，当Pc低=0.0049MPa时，t=32.52，当Pc高=0.0059 MPa时，t=35.85。（3）高低加参数及加热器温升分配 给水回热的经济性主要取决于给水的最终温度和回热级数，给水温度越高、回热级数越多，循环热效率也越高。当加热级数一定时，给水温度有一最佳值，加热级数越多，最佳给水温度越高。当给水温tfw一定时，随着回热级数Z的增加，附加冷源热损失将减小，汽轮机内效率i相应增高。以做功能力法分析，有限级数的回热加热，在回热加热器中必引起有温差tr的换热，从而产生回热过程的Er及相应的附加冷源热损失。但随着级数Z的增加，tr减小，不利于影响减弱。工程上级数Z增加，汽轮机抽汽口与回热加热器增加会使投资增加，从技术经济角度考虑经济性提高与投资增加间的合理性，本设计选取：回热系统有8级非调整抽汽，分别供给3台高压加热器、1台除氧器和4台低压加热器。其中第7、8号低压加热器为单壳体组合式加热器，布置在凝汽器喉部各加热器的疏水逐级自流，不设疏水泵。最后一级高压加热器疏水至除氧器最后一级低压加热器疏水进入凝汽器。加热器温升分配：加热器和除氧器采用温升分配， （280.88-32.88)/8=313.1.3 分级参数确定 根据前面拟定热力过程线，调节级按高压缸理想焓降的20%且不超过100kJ/kg的原则，高压缸剩余9个压力级按等焓降分配，中低压缸也按等焓降分配，参数如下表3.1所示 压力级等焓降分配 表3.1SPEST调节级级前6.27823.234561.61调节级级后6.29816.41495.19502.95高压缸第1级级后6.30714.27235.960.008907480.67高压缸第2级级后6.31612.37235.960.008907458.50高压缸第3级级后6.32510.69035.960.008907436.43高压缸第4级级后6.3349.20635.960.008907414.49高压缸第5级级后6.3437.90035.960.008907392.67高压缸第6级级后6.3526.75435.960.008907370.99高压缸第7级级后6.3615.75135.960.008907349.44高压缸第8级级后6.3704.87535.960.008907306.78高压缸第9级级后6.3794.11435.960.008907306.78中压缸第一级进口参数7.3243.62962.940.006567564.71中压缸第1级级后7.3303.02062.940.006567534.43中压缸第2级级后7.3372.49762.940.006567503.92中压缸第3级级后7.3442.05162.940.006567473.19中压缸第4级级后7.3501.67262.940.006567442.24中压缸第5级级后7.3571.35162.940.006567411.04中压缸第6级级后7.3631.08262.940.006567379.62低压缸第一级进口参数7.3821.039105.930.14457379.26低压缸第1级级后7.5260.521105.930.14457323.98低压缸第2级级后7.6710.253105.930.14457268.91低压缸第3级级后7.8160.118105.930.14457213.70低压缸第4级级后7.9600.052105.930.14457158.12低压缸第5级级后8.1050.021105.930.14457102.05低压缸第6级级后8.2490.008105.930.1445745.56低压缸第7级级后8.3940.005105.930.1445732.883.1.4 各级抽气参数确定 根据初步拟定的热力过程线和分级参数，初步估算回热抽汽流量和各加热器给水流量，如下表3.2所示： 抽汽参数表 表3.2序号1#高加2#高加3#高加除氧器5#低加6#低加7#低加8#低加给水进口T249.88218.88187.88156.88125.8894.8863.8832.88给水出口T280.88249.88218.88187.88156.88125.8894.8863.88给水进口P3.9632.2701.1980.5710.2390.0840.0240.005给水进口焓1084.71938.47798.12662.03528.81397.51267.39137.78给水出口焓1241.281084.71938.47798.12662.03528.81397.51267.39给水出口P6.5023.9682.2701.1980.5710.2390.0840.024抽汽T349.44306.78473.19379.62323.98213.70158.12102.05抽汽压力P5.7514.1142.0511.0820.5210.1180.0520.021抽汽焓H3048.772976.853408.433219.613113.682901.822975.892584.04抽汽压损%6.006.006.005.005.005.005.00抽汽疏水P5.4053.8671.9280.4950.1120.04940.0203抽汽疏水T268.86248.37210.54151.46102.7681.0060.43抽汽疏水焓1179.311077.76900.17638.57430.75339.15252.96抽汽流量G158.86131.2190.8658.7978.4370.8366.7273.03抽汽系数0.08380.06920.04790.03100.04130.03730.03520.03853.2 调节级设计调节级型式及焓降确定（1）调节级的选型 调节级有单列和双列之分，取决于经济功率下调节级理想焓降的大小。由于本设计机组为高参数、大容量超临界机组，并在电网中承担基本负荷，要有尽量好的经济性，这种汽轮机的进汽量或容积流量很大，经前轴填充的漏气量通常不超过总进汽量的1%，且前几个压力级的叶片容易设计成具有较大的高度，在这种情况下，采用单列调节级是最合理的。虽然机组的结构复杂、成本较高，但提高了经济性，以及合理的技术经济指标。（2）调节级焓降的选择目前，国产大功率汽轮机调节级（单列）的理想焓降约为：70-100kJ/kg，据此，本设计中采用单列调节级，经济功率下的级的调节级理想焓降取为：95 kJ/kg。 调节级主要参数的选取 表3.3机组功率（MW）600喷嘴高度（mm）50动叶高度（mm）60Sin11取为17Sin22取为90面积比1：600喷嘴叶型TC-1A动叶叶型TP-1A理想热焓953.3 调节级详细计算3.3.1最佳部分进汽度的确定 由于ln=An(edmsin)可见，在其他参数不变的条件下，叶高ln与部分进汽度e 成反比，叶高越小,叶高损失越大，但部分进气度越小。部分进气度损失可分为两种：一种为鼓风式损失，另一种为斥汽损失。部分进气度e 越小，则鼓风损失和斥汽损失越大，从而部分抵消了由于叶高增大而损失的效率，为了使调节级获得较高的效率，确定调节级的叶高和部分进汽时须使ht与he之和为最小。（2）速比、平均直径的确定 现取适当的速度比值，以保证调节级的效率。由于调节级都为部分进汽，所以其最佳速度比要比全周进汽的小，一般在额定工况下，单列级xa=0.400.45，或者更小。本设计中取小值，即：xa =0.40平均直径：调节级的平均直径选取范围为：对于高压及超高压以上机组（整体转子），dm=9002100mm。对于单列调节级的焓降较大可取直径的上限值。由于一个级的焓降、速比、平均直径三者中只有两个是独立变量，故：平均直径由公式计算：由此可计算得平均直径dm=1852mm（3）反动度的确定 参考汽轮机原理调节级反动度取值范围0.020.05，选取m=0.05。（4）叶型的选择 当调节级采用单列级时，其工作马赫数大多在亚音速范围内，一般选用亚音速叶栅。单列级即使气流出口速度超音速，但由于超音速叶栅的变工况特性较差，加工复杂，且亚音速叶栅可利用斜切部分膨胀得到超音速气流，综全考虑各种因素，本设计选用亚音速喷嘴叶栅其型号为：TC-1A,有关参数为相对节距为0.740.90 ，进汽角=70100，出汽角=1014；动叶栅选用型号TP-1A，有关参数为：进汽角=1823，出汽角=1619，相对节距=0.600.70。3.3.2（1）汽流出口角的选择 喷嘴和动叶的进汽出口角和的大小对级的通流能力、做功能力及级效率都有直接影响。在高压级中，由于级的容积流量Gv一般较小，为了端部损失，不应使叶片高度太小，往往选取出口角较小的叶型，通常取=1114 ；在汽轮机的中低压部分容积流量较大，为了减缓叶片高度的急剧增大，往往选择出口角较大的叶型，通常取=1317，但考虑到制造和维修，同一级中选取相同的叶型。（2）叶片数和叶片高度 根据喷嘴叶型TC-1A，并根据安装角，可根据叶栅气动特性曲线查得相对节距=0.868mm；由于级的平均直径=1852mm。，动叶则根据动叶叶型TP-1A，动叶片数也是用式Z=dmt计算而得。3.3.3调节级的详细计算（1）级的等熵滞止焓降 根据进口参数和，查焓熵图，而且由于调节级进口气流速度很小，所以近似地认为=，=， 故 ht=95kJ/kg，ht*=ht +0=95kJ/kg hn=hn*=(1-m)ht*=90.25kJ/kg（2）调节级进气量G0 G0=D0-Dv =1896.849t/h=526.90kg/s；其中Dv就是前面估算的总的漏气量；（3）喷嘴出口速度C1t = 424.853m/s； =412.107m/s（4）喷嘴等熵出口参数、。首先由=3395.68kJ/kg求出喷嘴等熵出口焓值 =-=3305.43kJ/kg；由H-S图，从进口状态，等熵膨胀到 ，查得等熵出口比容 =0.0177m3/kg，求出出口压力=17.538Pa；（5）喷嘴出口角根据喷嘴叶型表选择喷嘴，出汽角=12（6）喷嘴实际出口焓 =C12/2000= 3310.76 kJ/kg（7）动叶等熵出口参数， = 3306.01kJ/kg，查H-S得= 0.0181m3/kg（8）喷嘴损失 hn=(1-2）hn*=5.3338 kJ /kg（9）喷嘴出口面积An = 0.0231m2（10）喷嘴高度ln= 0.0545m（11）动叶高度lb lb=ln+lt+lr=0.0575 m2（12）求动叶进气气流相对速度1和进气角1 =260.59m/s, =18.17（13）动叶前蒸汽参数 由h1和p1查焓熵图得到s1和v1p1=17.16MPa s1=6.29 v1=0.0182m3/kg（14）动叶理想比焓降hb和动叶理想比焓降hb* hb=mht=4.75 kJ/kg；hb*=hb+h1（15）动叶出口气流相对速度2 2t=12+2mht*=99.15m/s； 2=2t=96.173m/s （16）动叶损失hb hb=(12）2t2/2=0.2807 kJ/kg（17）动叶出口面积AbAb=GbV2/2=0.0986m2；因考虑叶顶漏气，故Gb=Gn（18）动叶出口气流角22约比1小3至6，选2=15根据动叶的进出口气流角和动叶叶型表选取动叶型为TP-1A（19）动叶出口汽流绝对速度和出汽角 = 95.26 kJ/kg； = 49.01（20）余速损失 hc2=(12）C22/2=4.5368 kJ/kg（21）轮周有效比焓降hu hu=ht*hnhbhc2=84.85kJ/kg（22）级消耗的理想能量EO ,EO=ht*1hc2=95 kJ/kg，其中1为余速利用系数， 对于调节级取1=0（23）叶高损失 =2.49 kJ/kg；a取1.6，这时不需要对扇形损失做另外的计算。（24）叶轮摩擦损失 = 0.4107 kJ/kg；取为与相等，忽略漏汽（25）部分进气损失 = 3.042kJ/kg式中，由于一般不使用护罩，故eh=0；Ce取0.0012Be取0.15；喷嘴组数Sn取为4。（26）隔板汽封损失和额定漏气损失 =0.41 =0.42；忽略漏汽为隔板漏汽量，为通过本级的蒸汽流量。（27）级的有效比焓降 = 81.95 kJ/kg（28）级的相对内效率 = 0.8934（29）级的内功率 = 43178.78kW第4章 非调节级设计及回热系统校正 影响汽轮机机组效率的主要因素之一是流过该级的蒸汽容积流量的大小。而按这个大小可以将其分成三个不同的级段：高压段，中压段，低压段；但是实际中，根据机组容量的大小这三个段可以同时出现，也有可能只出现其中的一部分，而且这三段的界线也不是绝对明显的。 在热力设计中，通流部分的通常采用以下三种流通部分形状，由于本设计机组是基本负荷运行的机组兼调峰运行，基于以上特点结合现有技术，采用整段转子。4.1.1 非调节级的级数的确定（1）全机第一非调节级平均直径和全机末级平均直径的确定 通流部分各级直径的选择还要考虑使整个通流部分平滑变化，以便利用余速，使机组有较高的效率。其中第一非调节级直径大小对通流部分的成型影响较大，由于调节级是部分进气，与第一非调节级不同，因此这两级的不能相等，否则就不能保证第一非调节级进气均匀，一般两个直径之差不小于50-100mm。由于调节级平均直径已确定，这里选取 =1.06m。（2）末级动叶出口的连续方程，适当变化后，得： 2期望取90度，为全机总焓降1851.66kj/kg 余速损失系数。在0.0150.03之间，取0.02。排汽比容，查得大概为26 m3/kg。排汽比容，查得为26 m3/kg。径角比，根据机组容量大小选择，取2.45。 末级蒸汽流量，是新蒸汽量扣除各级回热抽汽量总和后的数值，为1161.62t/h对于关键直径的拟定见表4.1。 汽轮机各关键平均直径的拟定 表4.1级数调节级高第一非调高末级中一中末低一低末直径（mm）11001060114213871468162829344.1.2各缸非调节级的确定 1）高压缸1高压缸平均直径的确定见表4.2 高压缸各级平均直径的拟定 表4.21234567891.061.0841.0881.0981.1071.1161.1261.1351.1420.6440.6490.6510.6530.6550.6560.6570.6630.669 注：B D表示本汽缸第一和最后一级之间的中心距离，B D的长度可以任意选择，一般可以取25cm左右； A B表示本缸第一级的平均直径C D表示本汽缸各级平均直径 =1382mm2高压缸非调节级级数的确定级的理想焓降可用下式确定：；=0.655 kj/kg重热系数取0.07.参照同类机组，高压缸非调节级为9级。3 高压缸各级焓降的分配 在求到级数Z后，将BD分为Z-1等分，在原假定的汽管平均直径变化直线AC上读出每级的平均直径和速比，以直径和速比为准，分配焓降。并对焓降进行修正。级号123456789直径10601080.21115.3116412291293.41315.41356.31372.8速比0.6440.6490.6510.6530.6550.6560.6570.6630.669 高压缸各级平均直径的修正 表4.3根据以上高压缸相关参数对高压缸进行焓降的分配： 高缸非调节级平均直径及焓降分配 表4.4级号123456789级的平均直径1060.11084.41121.41169.21234.61298.41334.61368.61394.8焓降33.38934.38834.46234.54735.25435.70036.252036.176135.912最后确定焓降38.41240.15740.44141.17441.83842.50743.25743.93744.466速比0.64406490.6510.6530.6550.6560.6570.6630.6692）中压缸1中压缸平均直径的确定 中压缸各级平均直径的拟定 表4.5级数AB1122334455CD直径1387.01400.51413.51427.01440.51454.01468.0速比0.6630.6640.6640.6680.6590.6560.681 = 1427mm2中压缸非调节级级数的确定级的理想焓降可用下式确定： =568.82 kJ/kg； =0.665 （级） 重热系数取0.06. 3中压缸各级焓降的分配在求到级数Z后，将BD分为Z-1等分，在原假定的汽管平均直径变化直线AC上读出每级的平均直径和速比，以直径和速比为准，分配焓降。并对焓降进行修正中压缸各级平均直径的修正 表4.6级数101112131415直径1286.01322.51353.51397.01444.01475.0速比0.59610.59650.59690.59760.59880.6000根据以上中压缸相关参数对中压缸进行焓降的分配： 中压缸非调节级焓降分配表 表4.7级号101112131415级的平均直径1286.421348.611381.051424.871472.531504.54焓降55.263755.967756.757857.021757.731958.4658最后确定的焓降57.456260.678663.464367.454471.78674.60413）低压缸 1低压缸平均直径的确定 低压缸各级平均直径的拟定 表4.8级数AB1122334455CD直径1736.01831.51860.01893.51936.51994.02047.5速比0.6