汽轮机课程设计

1、贵州大学课程设计汽轮机课程设计第1章绪言E 1.1、变工况计算的意义汽轮机在变工况条件下工作时，沿通流部分各级的蒸汽流量，喷嘴动叶前 后的气温，汽压及湿度将偏离设计值，使零部件的受力情况，轴向推力，效率， 出力发生变化。止匕外，汽轮机在启停或负荷剧烈变动时，可能在零部件中产生 很大的热应力，引起金属材料疲劳损伤，影响机组寿命，这种情况，在大型机 组上尤为注意。为此常常需要对它们进行校核和分析，以保证机组的安全可靠 和经济运行。由于变工况热力计算能获得各级的状态参数，理想比始降，反动 度，效率，出力等较详尽的数据，这就为强度分析，推力计算以及了解效率及 出力变化提供了科学的参考依据。因此，变工况

2、热力核算常成为了解机组运行 情况，预测设备系统改进所产生的效果，乃至分析事故原因的重要手段。E1.2、变工况数值计算的方法与特点1.2.1、 方法汽轮机整机的热力计算是建立在单级核算的基础上的。目前，在变工况计 算中，根据不同的给定原始条件，单级的详细热力核算可分为顺序计算和倒序 计算两种基本方法，此外还有将倒序和顺序结合起来的混合算法。1.2.2、 特点顺序算法以给定的级前状态为起点，由前向后计算；倒序算法则以给定的 级后状态为起点，由后向前计算。混合算法中，每级都包含若干轮先是倒序后 是顺序的混合计算，只有当倒序与顺序的计算结果相符合时，级的核算才可以 结束，然后逐级向前推进。三种方法都建

3、立在喷嘴和动叶出口截面连续性方程 和单级工作原理的基础上，并且计算时，级流量和几何尺寸是已知的。与此相 对应，单级的数值计算也有顺序，倒序和混合三种算法。汽轮机在级在偏离设计工况工作时，在许多情况下，常常已知级后的压力 以及流量，此时采用以级后状态为起点的倒序算法较为方便。这种情况常出现 在凝汽式和被压式机组的末级或是抽汽机组抽汽点前面的压力级，也可能出现在通流部分被拆除级前面的压力级，由于凝汽器内的压力或是抽汽压力或是被 压发生变化，需要对其级前的功率，效率进行校核。在另外一些情况下，则可能已知级前的状态与级流量，此时应采用以级前 状态为起点的顺序算法比较方便，例如通过计算得到或通过实验测得

4、调节级室 的压力和温度，因此压力级组前的状态是已知的，在此情况下，对压力级的校 核就应采用顺序算法。第7页第2章特定冷端条件下的设计工况热力计算E 2.1、原始资料，机组的基本参数原始资料包括：机组的类型、基本参数、热力系统、阀杆与轴封数据, 加热汽水参数表及其他参数。2.1.1、 机组的类型机组型号：N50-8.82/535.机组形式：高压、单缸单轴凝汽式汽轮机。2.1.2、 基本参数名称设计负荷卜的参数名称设计负荷卜的参数额定功率Pel=50MW调节级形式单列调节级新蒸汽压力P0=8.82MPa调节级的比始 降112kJ/kg新蒸汽温度t0=535 C调节级速比xa=0.364凝汽器压力P

5、c=5.5kPa调节级平均直 径dm=1100mm汽轮机转速n=3000r/min调节级反动度Q m=0.075回热抽汽级 数两高、四低、一除氧部分进汽度e=0.3328给水温度tfw=217 C喷嘴汽流出汽 角a 1=12.9°工作压力pd=0.588MPa动叶汽流出汽 角B 2=19.7°2.1.3、热力系统(1) 50MWJL组热力过程线.gnuTT"l= J 05产工叫.：斤i眼惬，S5kJ/kByyju 3600 3400 32003山 2 tOO 26002的口 2300 2U0U 1SOOE6,57九5名刍工”上尸虹：】5cmw机组熬力过程线一 37

6、SYF'tt-T-队=Cl 0055M?h十 ITkj/ke_p二 I 加二3力巳蒲小，km一 _L(2)、具有给水回热的热力系统图具省络未回执的火电厂的原则性热力系纥图(3)、N50-8.83/535型汽轮机回热系统示意图N50-S. 93%3s型汽轮机回热系统图(4)、50M微轮机轴封系统图T 书 二2.1.4、阀杆与轴封数据(1)主汽阀和调节汽阀阀杆数据项目符号单位主汽阀调节汽阀1段2段3段1段2段3段阀杆数z14阀杆直径dvcm3.43.6径向间隙6 rcm0.020.02间隙面积Avcm20.2140.227分段长度lcm241.8115.833.343.8(2)轴封数据项目

7、符号单位前轴封后轴封1段2段3段4段5段6段1段2段3段轴封直径d1cm3.43.655.345.8径向间隙cm0.050.05轴封齿数z78361012962.1.5加热器汽水参数表项目单位H1H2H3 (HD)H4H5H6H7SGC抽汽压力pjMPa2.621.490.9760.4640.1810.0850.0430.0950.0055回执八、抽抽汽温度tj (干度xj )C3873192721960.9970.9580.932?汽抽泣比始值hjkJ/kg3208.683080.532992.152849.222695.042564.192473.342737.51?抽汽压损%884088

8、88? pj加热器汽侧压力pj'MPa2.41041.37080.5880.426880.166520.065320.03284?pj'下的饱和水温tbjC222.01194.06158145.97114.5288.1271.19?pj '下饱和水比次含hbjkJ/kg953.01825.73667.08614.88480.5369.06298411.42?抽汽放热qjkJ/kg2360.162369.742325.072234.342214.542195.132175.342326.09?疏水上端差e jC5505555?下端差JC1010?疏水温度tsjc199.0

9、6168?疏水比烙hsjkJ/kg848.52710.79?疏水放热丫 jkJ/kg?137.7343.71?134.38111.4471.06?水侧加热器出口水温twjC217.01189.06158141.25110.0883.9667.3135.534.4加热器水侧压力pwMPa13.7313.730.5881.331.331.331.331.33?加热器出kJ/k933.55809.35674.77595.16462.55352.59282.85150.09144.17口水比烙hwjg/667.08给水比烙升T jkJ/kg124.2134.5873.1133.78111.1470.9

10、2141.165.38?2.1.6其他参数给水泵出口压力pfp=13.73MPa；凝结水泵出口压力pcp=1.33MPa机械效率4m=0.98;加热器效率”h=0.98。汽轮机的相对内效率ri 85.5%主汽阀和调节汽阀节流压力损失p0 0.05p0 0.441MPa。排气阻力损失 pc 0.04pc 0.22kPa。七2.2、阀杆漏汽量与轴封漏汽量计算汽轮机进汽量设m=1.15,机械效率4m=0.98,发电机效率4g=0.98 ,汽轮机漏汽量D0=3%D0额定功率 Pel=50MW,D03.6Pe mD(t/h)=3.6 X 50000/(1191.7 X 0.98 X 0.98)+0.03

11、D0i m g=186.46t/h该机组有一个主汽阀和4个调节汽阀，阀杆漏汽大部分漏到除氧器中，另 外一少部分通过真空管道被射汽抽汽器吸入轴封冷却器。2.2.1、 主汽阀阀杆漏汽量的计算主汽阀杆间隙面积Avdv v 0.214cm2 ;第1段阀杆漏汽系数v10.29；第 1 段阀杆前蒸汽参数为 p01 8.82MPa ，01 0.039821m3/kg 。第8页贵州大学课程设计则主汽阀杆漏汽量Dvi 0.24 viAv p010.2217t/h。01第2段阀杆漏汽系数v2 0.5；第2段阀杆前蒸汽参数为 P02 0.588MPa ,02 0.6016592m3 / kg。则流经第2段阀杆漏汽量

12、 Dv2 0.24 v2Av 叵 0.02539t/h。022.2.2、 调节汽阀阀杆漏汽主汽阀杆间隙面积Avdv v 0.227cm2 ;第1段阀杆漏汽系数vi 0.329；第1段阀杆前蒸汽参数为P01 8.82MPa ,01 0.039821m3/kg。则调节汽阀杆漏汽量Dvi 4 0.24 viAv叵 1.067t/hoV 01第2段阀杆漏汽系数v2 0.6；第2段阀杆前蒸汽参数为P02 0.588MPa ,02 0.6016592m3 / kg。则流经第2段阀杆漏汽量 Dv2 4 0.24 v2Av 叵 0.1293t/h。J 02根据主汽阀杆和调节汽阀阀杆的漏汽计算，可得阀杆总漏汽量

13、Dv 1.2887t/h；轴封冷却器回收阀杆漏汽Dsg51 0.02539 0.1293 0.15469t/h其余除氧器回收Dsg2 1.13401t/h。2.2.3、 前轴封漏汽轴封1、2、3段间隙面积A11dn 11 9.7cm2 ；第1段轴封前蒸汽参数为P01 6.2141MPa,01 0.0536m3/kg （调节级喷嘴后参数）。第1段轴封后蒸汽参数为Pz1 1.44MPa o判别系数 KL0.8 p3 0.3108t/h; ；(z 1.25) 030 092 -pz11.440.2317. 125 78P016.21412则前轴封漏汽量D1 0.36 1A11 /四一四4.158t/

14、h;ZP01 01第2段轴封前蒸汽参数为 P02 1.44MPa ,02 0.2305978m3/ kg。第2段轴封后蒸汽参数为pz2 0.1722MPa。判别系数K 0.8201344反 3 0.1196/1.25 36P021.44则前轴封漏汽量D12 0.36 1A11 I p021.43t/h;；(z 1.25) 02第 3 段轴封前蒸汽参数为 P03 0.1722MPa ,03 1.9316939m3 / kg。第3段轴封后蒸汽参数为pz3 0.02487MPa。判别系数K心20 2445四但7 0.1444则前轴封漏汽量D13 0.36 1A1轴封4、5、6段间隙面积:A12d12

15、 12 6.95cm2 ；第4段轴封前蒸汽参数为P04 0.101MPa,04 1.8249872m3/kg。第4段轴封后蒸汽参数为Pz4 0.02487MPa。判别系数K ; 0.82 , 1.25 10pz4 0 024870.2445 P0.2462P040.101第4段轴封流经蒸汽量Di4 0.36 1A12p4p40.1804/h;zp04 04,1.25 10P030.1722第5段轴封前蒸汽参数为po5 0.101MPa,05 1.8249872m3/kg。第5段轴封后蒸汽参数为pz5 0.095MPa。判别系数K，820.2445%0.095 0.94125 10P050.10

16、12第 5段轴封流经蒸汽量 D15 0.36 1A12 p p05 p250.0632t/h。:ZP05 052.2.4、 后轴封漏汽轴封1、2段间隙面积A11dn 11 8.6865cm2；第1段轴封前蒸汽参数为P01 0.101MPa,01 1.82m3/kg。第1段轴封后蒸汽参数为pz3 0.02487MPa。判别系数K 0.82,1.25 120.225-pZ! 0.0055 0.05446Poi0.101第1段轴封流经蒸汽量D11 0.36 1A11 p01 0.2024t/h;(z 1.25) 01第2段轴封前蒸汽参数为p02 0.101MPa,02 1.82m3/kg o第2段轴

17、封后蒸汽参数为pz2 0.095MPa 0判别系数K,0.820 2561匹 0095 0.94,1.25 9p020.101第2段轴封流经蒸汽量D12 0.36肉/史2p220.08337t/h Zp02 02由上面计算可得：阀杆漏汽量 D1v 1.2887t/h; 1v 0.00691 除氧器回收 Dsg2 1.13401t/h; sg2 0.0061前轴封漏汽量Dsg 4.158t/h; sg 0.0223流到2号高压加热器的蒸汽量Dsg1 2.757t/h; sg1 0.0148流到5号低压加热器的蒸汽量Dsg3 1.1192t/h; sg2 0.0060流到7号低压加热器的蒸汽量Ds

18、g4 0.4912t/h; sg3 0.0026均压箱向前轴封供汽量Djyi0.2436t/h；均压箱向后轴封供汽量Djy2 0.28577t/h ；均压箱总供汽量Djy 0.527t/h轴封冷却器回收前轴封漏汽量Dsg52 0.0632t/h轴封冷却器回收后轴封漏汽量Dsg53 0.08337t/h轴封冷却器总回收Dsg5Dsg51Dsg52Dsg53 0.30126t/hE2.3、汽轮机各部分汽水流量a. 1号高压加热器。1号高压加热器热平衡图如下热平衡图所示。根据表面式 加热器热平衡原理可列出方程fw 1 / h1 124.2/0.9852360.160.0537b. 2号高压加热器。2

19、号高压加热器热平衡图如上的热平衡图所示。根据表面 式加热器热平衡原理可列出方程fw 2 / h 1 2 sg1 hsg12q2=1 134.58/0.98 0.0537 137.73 0.0158 2693.642369.74=0.03687c.除氧器。除氧器热平衡图如下的热平衡图所示。根据混合式加热器热平衡fw(hshw4) / h ( 1原理可列出方程2sg1)(hs2hw4)sg2(hsg2hw4)h3hw41 (667.08 595.161 0.98 (0.0537 0.03687 0.0148) (710.79 595.16)2992.15 595.160.0061 (3476.75

20、 595.16)2992.15 595.16=0.01820c3 1123 sg1 sg2=1-(0.0537+0.03687+0.01767+0.0148+0.0061)=0.87086第21页d. 4号低压加热器。4号低压加热器热平衡图如上的热平衡图所示。根据表面 式加热器热平衡原理可列出方程c3 4/ h _0.87086 133.78/0.98=0.05321q42234.34e. 5号低压加热器。5号低压加热器热平衡图如下的热平衡图所示。根据表面式加热器热平衡原理可列出方程_c3 5 / h 4 5 sg3 hsg3 5q50.87086 111.14/098 005321 134.

21、38 00060 2923.932214.54=0.03345T-_ _13号长压加成器热平帽国f. 6号低压加热器和7号低压加热器。6、7号低压加热器热平衡图如下的热 平衡图所示。根据混合点及表面式加热器热平衡原理可列出方程6号低压加热器及混合点6什6hs6 hs7 hw7)( 4sg4 (hs7hw7)7 (hs7hw7)sg3)(hs5hs6hs7hw7)c3 (hw6hw7 )1 h6 (2564.19-369.06+298-282.85 ) +0.09316 X (480.5-369.06+298- 282.85)+0.0026(298-282.85)+7 (298- 282.85)

22、=0.87086 X (352.59 -282.85)/0.987号低压加热器由7(h7 hs7hw7hc) ( 45 sgs)® % h7 hc)6&hs7hw7hc)'sg4(hsg4hs7hw7hc)'c3(hw7%)/ h7 (2473.34-298+282.85-150.09 ) +0.09316 X (369.06-298+282.85- 150.09)+ 6 (369.06-298+282.85-150.09 ) +0.0026 (3205.25-298+282.85-150.09 )=0.87086 X (282.85-150.09 ) /0.

23、98联立求解上述方程，得到6=0.01786,7=0.03789, c =0.70822口 井 口工1+ &口 ”+ 口 16. T号低压加熠热平衡图£ 2.4、调节级详细计算2.4.1、 喷嘴部分的计算(1)、调节级进口参数及调节级的滞止理想比始降Ah0to调节级进口参数即为高压缸进口参数，由于进入调节级的汽流速度很小，可以近似认为滞止参数 与进口参数相等。由热力过程线的确定步骤可得：pT p08.32 MPa , 0tT ' t0533.13 C 0 % h0 3476.75kJ/kg ,sT so 6.8042kJ/(kg? C), Vt0 Vo 0.04192

24、47m3/kg ,由前面选取其理想比始降为 ht° ht 110 kJ /kg。(2)、调节级进汽量Gt GoGv 186.46 1.2887 51.79kg/s则调节级喷嘴流量Gn Gt 51.79kg/s(3)、平均反动度，由原始资料可知m 0.075。(4)、喷嘴的滞止理想比始降Ahon=(1- Qn) A h ot =(1-0.075)*110=101.75kJ/kg(5)、喷嘴出口汽流速度cit , 2 h0 ,2 101.75 1000 451.1m/sciC1t 0.97 451.1 437.6m/s其中 -喷嘴速度系数，取0.97。(6)、喷嘴出口等比嫡出口参数 h1

25、t、V1t、p1。由h0T和Ah0n求出喷嘴出口理 想比始降 h1t=h0T-Ah0n=3476.75-101.75=3375kJ/kg 。该过程为等比嫡膨胀过程，由h1t=3375kJ/kg、S0T=6.8042kJ/(kg C)查 水蒸气h-s图得出口比体积V1t=0.052982m3/kg ,喷嘴出口压力p二6.2141MPa(7)、喷嘴压比 n 4 6.2141 0.747 nc 0.546 pT08.32由此可知，喷嘴中为亚音速汽流，采用减缩喷嘴，选取喷嘴型号为TC-1A、a =12.9°、sin a 1=0.2606.(8)、喷嘴出口面积An。喷嘴中是亚音速流动，故 An

26、58.3cm2(9)、级的假想速度 ca2 ht02 110 1000 469m/s(10)、级的圆周速度 u caXa 469 0.364 170.7m/s(11)、喷嘴高度 In 22.7mm(12)、喷嘴损失 6hn= (1- 2) Ah0n= (1-0.97 2) x 101.75=6.013kJ/kg(13)、喷嘴出口 比始值 h1=h1t + 6 hn=3375+6.013=3381.013kJ/kg由 h1、p1 查得 s1=6.8122kJ/ (kg*K),v 1=0.0531993m?/kg(14)、求动叶进口汽流相对速度 wi和进汽角01W1 Vc2 u2 2cucos 1

27、=.437.62 170.72 2 437.6 170.7 cos12.9=273.87m/s1 arcsinc- arcsin4376 上仅9 =20.9。W1273.87w2273.87hw1 37.5kJ/kg2.4.2、 动叶部分计算(1)、动叶出口相对速度M和也W2t2ht0 w2, 2 0.075 110 1000 273.872 =302.5m/sw2=巾 w2t=0.925 X 302.5=278.3m/s式中 山动叶速度系数，由巾与Qm w2t的关系曲线查得 巾=0.925. (2)、动叶等比嫡出口参数h2t与v2th2th1 m ht0 3381.013 0.075 110

28、 3372.763kJ/kg由 h2t, S1=6.8122kJ/ (kg - K),查得 v2t=0.0542553n3/kg ,动叶出口压力 p2=6.05998MPa.(3)、动叶出 口面积 Ab= Ab 87.34cm2(4)、动叶高度 lb。lb=ln+A t + A r=24+1+1=25mm(5)、作动叶出口速度三角形。由W2、2、u确定速度三角形C2JW2 u2 2w2ucos 2=J278.32 170.72 2 278.3 170.7 cos19.7 130.9m/s.W2 sin 22 arcsin -2arcsin278.3 0.3374 45.8c2130.9(6)动

29、叶损失hb (120)hb (122)W2t (1 0.9252 ) 20006.6kj/kg(7)动叶出口比始值h2h2 h2t hb 3372.7636.63379.4 kj / kg由h2、P2查得s6.821kj/(kg K), V2 0.0545011m3/kg(8)余速损失hc2h. c2- 130.9220008.57kJ/kg(9)轮周损失huhuhnhbhc2 6.013 6.7 8.57 21.2kJ/kg(10)轮周有效比始降 huAhu=Ahto- 6hu=110-21.2=88.8kJ/kg(11)轮周效率u O调节级后余速不可利用，系数为 1 0huuEo(12)校

30、核轮周效率“uhu88.8h 1 h2 11080.73%月1 u(C1 cos 1 C2 cos 2)=170.7 义(437.6 义 0.9748+130.9 义 0.7009)=88.39kJ/kguEo%88.39-h51 hC2 11080.35%8。35 80.7380.730.47% 1%,误差在允许范围内2.4.3、级内其他损失的计算(1)、叶高损失5h1;二二. 一；x 88.8=4.633kJ/k L 2 3a-经验系数，单列级a=1.2(2)、扇形损失6%She=0.7(-)2Eo=0.7x(2 4.5)11002x (110-8.57)=0.035kJ/kg(3)、叶轮

31、摩擦损失5hz由前面，vi=0.0531993m3/kg , V2=0.0545011 m3/kgV=l±£2=0.0538502m3/kg明恒忠 3 虹=1.2*(170.7/100)A3 X (1100 X 10A-3)2/0.0538502=134.12kW5hf=-=134.12 2.58969kJ/kg5 G 51.79式中Ki-经验系数，一般取Ki=1.01.3.(4)、部分进汽损失鼓风损失 =1 . (1-e-上)='=0.15*(1-0.3328)*0.364 3=0.0145W ，20,3328斥汽损失 =C - -X =0.012*-_* 4他4

32、 =0.0477 “§ e e dm Q0.3328 110*L0A-3故有 c =匚 +匚=0.0145+0.0477=0.0622所以heeE° =11X 0.0622=6.842kJ/kg(5)级内各项损失之和2 6hhhihhfhe 4.633 0.036 2.787 6.842 14.297kJ/kg(6)下一级入口参数h2=h2 + 2 6 h=3379.4+8.57+14.297=3402.267kJ/kg由巳查得 S2 =6.8511kJ/ (kg - k) , V2 =0.055346m3/kg , t2 =491.62 C2.4.4、级效率与内功率的计算

33、(1) 级的有效比始降hihihuh 88.8 14.297 74.503kJ/kg(2) 级效率hiE074.5031100.677(3) 级的内功率PiP G hi 51.79 74.503 3858.5103W七2.5、压力级计算取第一级和最末级进行详细热力计算，计算过程同调节节详细计算，结果如下表所示项目符号单位调节级第一压力级末级蒸汽流量Gkg/s51.7950.2835.93喷嘴平均直径dnmm11009972007动叶平均直往dbmm11009972007级前压力P0MPa8.326.059980.022级前温度/干度t o/X oC533.1491.662.2级前速度Com/s

34、00164级前比始值h0kJ/kg3476.83401.72426.9圆周速度m/s170.7156.61315.26理想比始降A htkJ/kg11051.2321162.92理想速度Cam/s469320.1593.92假想速比Xa0.3640.4890.552反动度Qm%0.0750.07350.574利用上级余速动能A hcokJ/kg0013.448喷嘴滞止比始降A h onkJ/kg101.7547.4775.13喷嘴出口理想速度C1tm/s451.11308.11387.64喷嘴速度系数0.970.970.97喷嘴出口实际速度C1m/s437.58298.87376.01喷嘴损失

35、6 honkJ/kg6.012.814.44喷嘴后压力P1MPa6.21415.230.014喷嘴后温度/干度t i/x 1C483468.30.899喷嘴出口理想比体积vitm3/kg0.0530.061969.5791喷嘴出口截面积Anm20.005830.0094851.3210喷嘴出汽角ai(o)12.910.7518.33喷嘴高度l nmm2316418部分进汽度e0.332811动叶进口相对速度wm/s273.87147.92125.38相对于w的比始降A hwikJ/kg37.510.947.86动叶滞止比始降A h obkJ/kg45.7514.7109.1动叶出口理想速度W2

36、tm/s302.5171.5467.11动叶速度系数巾0.9250.93550.95动也损失6hbkJ/kg6.61.83610.64动叶出口相对速度wm/s278.3160.44443.75动叶出口绝对速度C2m/s130.949.44247.71余速损失6 hc2kJ/kg8.571.2230.68动叶后压力P2MPa6.065.1870.00478动叶后温度/干度t 2/X 2C481.6467.20.874动叶出口比体积V2m3/kg0.054260.062619.446动叶出口面积Abm20.0087340.0173372.2750动叶出汽角供(o)19.717.8932.89动叶高

37、度l bmm2518.5423级理想能量EokJ/kg11050176.4轮周有效比始降A h ukJ/kg88.845.4130.6贵州大学课程设计轮周功率pukW4278.662131.424261.87轮周效率rfu%80.7390.7274.6叶高损失6hikJ/kg4.633.40.375叶轮摩擦损失6hfkJ/kg2.591.470.29部分进汽损失ShekJ/kg6.84200漏气损失kJ/kg01.0160.127湿汽损失6hxkJ/kg0013.7442级内有效比始降A hikJ/kg74.539.37110.69级相对内效率rj%67.7378.7362.76级的内功率Pi

38、kW3858.511979.773977.14§ 2.6 经济性指标计算2.6.1、 汽轮机汽耗量计算及校核(1)、做功不足系数的计算hi hcho hc3208.68 2284.351192.40.775184501Y20.667712177h2h c 3080.532284.h oh c 351192.4丫3h3 hch0 hc2992. 15 2284 .351192.40.593592754丫4h4hc2849.22 2284.35丫5h0hch5hch0hche hcY6h0 hc1192.42695.04 2284.351192.42564 19 2284 351192.

39、40.473725260.3444230120.234686346第 22 页Y7h7h0hc 2473.342284.30.158495471hc 51192.4hsghcho hc3404.432284.35 0.9393492111192.4Yvhivhc3476.75 2284.35 .1h0hc1192.4(2)、汽轮机的汽耗量计算及校核eD0,3600 P(h0 hc) m(11jYjivYiv3.6 500001192.40.980.(10.152836044)98185.54 t/hD0' D0D0'e185.54 186.46h 185.540.5%1%合理(

40、3)、汽轮机功率核算P'D0' 0jhjchcsghsg ivhvmg3600185.54 (347675 737.13 1625921 81.09 25.66) 0.98 0.9849841.96WP 49841.360096 5000049841. 96%0 .32%1合理2.6.2、汽轮机热耗量Q、热耗率q0Q0 kJ / hD 0(h0h fw )e185.54(3476.75933.55)471865328q。471865328 49841.969467.23kJ /( kWh)第 23 页贵州大学课程设计2.6.3、绝对电效率”,el36003600a,elq。94

41、67.230.380259§ 2.7 向推力计算及安全性核算2.7.1、 调节级轴向推力计算(1)计算叶根反动度QrQ r= Q m=0.075(2)求叶片受到的轴向推力Fzi e dblb m P0 P2其中 e=0.3328, l b=0.0247m,(p0-p 2)=2.315MPa,代入后，Fzi =4932.14N。即：调节级受到的轴向推力为4932.14N。2.7.2、 末级轴向推力计算(1)计算叶根反动度Qr以末级进行计算 r 112cos1msin2 1mrr其中 Qm=0.574,r m【=1m,rr=0.6675m, a 1m=18o20',代入后得Q r

42、=0.0036 。附表 B-5 中 Q r=0.4%(2)求叶片受到的轴向推力Fzle dblb mp0p2其中 l b=0.665.m,(p 0-p2)=0.0088MPa,代入后，Fzi =21105.5N。(3)求当量隔板漏气面积rApdp p/ Zp其中 dp=0.745m, 6 p=0.0005m,Zp=3,代入后 Ap =675mmi第24页贵州大学课程设计(4)求叶根齿隙面积A5A5dr z式中：dr=1335mm,6 z=7.8mm, 代入得A5 =32696.82mrfi,附表中A5 =32712mmi(5)求 qq=2.18(6)求叶轮反动度Qdd q r 2.18 0.0

43、04 0.0087(7)求 Pd Pd P2d p P2式中：p2=0.00461MPa, (p0-p2)=0.0088MPa, 代入得 Pd=4.68kPa。(8)求轮盘面积Ad ,2 2 drdpAd_22式中：dr=978mm, dp=590mm,代入得 Ad=963352mm(9)求轮盘轴向推力Fz2Fz2Ad pdp2式中：Ad=477581mm pd-p2=6.7-6=0.8kPa ,代入得 Fz2=83.5N(10)作用在转子轴肩的推力由图可得倒数第三级转子直径di 700mm次末级转子直径do 745mm排气出口处推力轴承直径d2=553mm 以此计算出作用转子上的轴向推 22

44、Fz3=_ do di Po _ d2 d2 P244 07460.720.0165106_0745;0.55320.006761064.4.478.3N(11)综上作用在末级的力F=21105.5+83.5-478.3=20710.6N2.7.3、中间级轴向推力计算(1)计算叶根反动度Qr 以17级进行计算2 r m 2r 11 mCOSrri 2 .1m Sin 1 m其中 Qm=0.34,r m【=0.602m,rr=0.5325m, a 1m=12o34',代入后得 Qr=0.165。 附表 B-5 中 Qr=15.6(2)求叶片受到的轴向推力Fzl e dblb m P0 p

45、2其中 l b=0.139.m,(p 0-p2)=0.0725MPa,代入后，Fzl =12960.09191N。 (3)求当量隔板漏气面积A'pdp p/,jZp( 其中 dp=0.59m, 6 p=0.0005m,Zp=5,代入后 Ap =457mrm(4)求叶根齿隙面积A5A5dr z式中：dr=1065mm, 6z=2mm,代入得 A5 =6692.2 mmi(5)求 qq=0.4(6)求叶轮反动度Qdd q r 0.4 0.165 0.066(7)求 PdPdP2d P0 P2式中：p2=0.1835MPa, (p0-p2)=0.0725MPa,代入得 Fd=0.188285

46、kPa。(8)求轮盘面积Ad22万一pdd 2式中：dr=1065mm, dp=590mm,代入得 Ad=617421m2n(9)求轮盘轴向推力Fz2Fz2 Ad pd p2式中：Ad=617421mm pd-p2=6.7-6=0.8kPa ,代入得 Fz2=2954.3N(10)综上作用在中间级级的力F=12960.1+2954.3=15914.4N2.7.4、设计工况安全性核算(1)总的叶片轴向力-Fz12Fz1=4932.14+20710.6+14*12960.09191=207084.03N(2)总的叶轮轴向力2Fz22 Fz2=0+0+24*2954.3=70903.2N(3)总的转

47、子轴向力2Fz32Fz3=150235N(4)总的各级轴向力2Fz2 Fz=207084.03+70903.2-150235=129421.66N(5)安全系数n第27页贵州大学课程设计pA F Z3 (2.45 110000 150235) =1 50991Fzi Fz2 207084.03 70903.2第3章变工况核算§ 3.1 工况调节级详细计算90%:况汽轮机进汽量设m=1.15,机械效率4m=0.98,发电机效率4g=0.98 ,汽轮机漏汽量 D0=3%D0设计功率 Pel=45MW,D03.6Pe mD(t/h) =3.6 X45000/(1191.7 X 0.98 X

48、 0.98)+0.03D0i m g=167.81t/h通过全部气门的流量Gc Gt 186.46 189.878t/h 0.982第一个汽门全开时:第二个汽门全开时:第三个汽门全开时:第四个汽门全开时:65.727t/h51.121t/h36.515t/h36.515t/hGc1 189.878*9 7 5 5Gc2 189.878*79 7 5 55Gc3 189.878*59 7 5 5Gc4 189.878*59 7 5 5取通过第一、二、三个汽门全开第四汽门开启Gc4 13.066t/h3.1.1、 喷嘴部分的计算Gt Go Gv 167.811.288746.23 kg / s则调

49、节级喷嘴流量 Gn' Gt 166.428t/h 46.23kg/s(2)、反动度 m 0.075(3)、调节级理想始降ht0根据设计负荷中的pT0 8.32MPa , tT0 533.13 C,hT 3476.75kJ/kg , Gn 48.13kg/s , ST 6.8402kJ/(kg? C),vT 0.0419247m3 / kg , p二6.2141MP丽等比嫡膨胀过程得 '变工况后的喷嘴出口压力p1 p1 Gn 6.2141 46.23 5.9687MPa1Gn48.13由 p： 8.32MPa , tT0 533.13 C , p1 5.9687MPa , h1t=hoT- Ahon查 h-s图得 h0 hT h1t 3476.75 3363.30 113.45kJ/kg则 ht0 h0_113.45