【热电联供的抽汽冷凝式CB6MW型汽轮机总体设计14000字（论文）】

热电联供的抽汽冷凝式CB6MW型汽轮机总体设计摘要：随着我国经济与技术的快速发展，我国对于小型汽轮机的应用需求逐渐增大，由于市场还有很多带开发的可能性，对于小型汽轮机的开发需求也随之增大。供热式汽轮机是能够同时进行动能提供以及热能供给的一种应用广泛，节能环保的机械生产设备。目前，国内对于大型汽轮机的研究已经非常成熟，但越来越多的中小型企业对于小型汽轮机的需求量增加，而市场还不足以满足企业需求。本设计是针对供热公司而设计的热电联供的抽汽冷凝式汽轮机，额定功率为6MW，最大出力为6.8MW。本文着重介绍汽轮机流量的热力计算，其中主要有回热系统的设计计算、调节级的设计、压力级设计计算等。并以此作为参考进行流量及效率的校核，轴向力的计算，确保了本设计是合理的且较为可靠，为图纸设计提供了设计依据。关键词：供热式汽轮机；抽汽冷凝式；结构设计；校核计算 目录TOC\o"1-2"\h\z\u1绪论 71.1供热汽轮机的发展 71.2供热式汽轮机的研究意义 81.3供热式汽轮机设计基本内容 82拟定供热式汽轮机设计方案 92.1设计方案 92.2汽轮机热力过程线的拟定 102.2.1各状态点参数的计算 102.3汽轮机进汽量估算 123回热系统的设计 133.1确定回热系统的主要参数 133.2各加热汽水参数的计算 143.3回热系统热平衡 174汽轮机漏汽量的计算 204.1阀杆漏汽量的估算 204.2轴封漏汽量的估算 235调节级的设计与计算 275.1调节级的形式 275.2调节级详细计算 286压力级的设计 346.1压力级的级数确定和比焓降分配 346.2抽汽压力调整 376.3重新列汽水参数表 387汽水流量和各项热经济性指标核算 397.1汽轮机各部分汽水流量 397.2汽轮机汽耗量计算及流量校核 417.3汽轮机功率核算及效率计算 418压力级详细计算 439转子的轴向推力计算 479.1转子轴向推力计算 4710总结 52

1绪论1.1供热汽轮机的发展近年来我国经济水平快速发展。同时，我国汽轮机的技术也在不断的进行着研发和创新。而汽轮机技术的创新研发与技术更迭一直存在一种现象，那就是主要视线都放在了大型汽轮机上，对于小型汽轮机却少有关注。我国汽轮机高端市场产能过剩且基本由国外垄断，相信我国未来的汽轮机市场对于小汽轮机的需求将会远大于大容量汽轮机。中小型汽轮机的应用的范围十分的广泛，相较于大型工业汽轮机，小型汽轮机更贴近于我们的生活，包括区域供暖、热电联供，而一些中小型企业对于汽轮机的应用也十分普遍，如工业余热的综合利用，而对于生物质热电以及太阳能热电小型汽轮机的应用范围及前景都十分巨大。但是与小型汽轮机的应用范围之广泛不相匹配的是，我国对于中小型汽轮机的研发与创新是不足够的、是跟不上市场、满足不了应用的。所以对于中小型汽轮机需要加大相关的研究以及创新力度，重视中小型汽轮机在有关领域的应用需求。供热式汽轮机是指能够同时提供动力以及热能供给给热用户或工厂的一种汽轮机。它所提供的热能可以提供到居民区字冬日里用于提供热能，或者提供到需要热能的工厂中用于工业生产；它所提供的动能可以用来为发电机提供动能，从而使发电机转动制造电力。供热式汽轮机由于其能够充分的利用能量，如蒸汽的热能，因此它的效率较高，应用范围十分的广泛，所以供热式汽轮机的应用对于我国能源利用结构有重要的意义，对于能源的节约有重大的作用。随着经济水平的发展，节能问题也日益被摆上台面，受到了各界的关注与重视。近年供热式汽轮机也有许多的相关研究与创新，单机功率也在不断提升，但是我国的各类工业企业在生产过程中产生了许多的余热，如果可以高效的利用这些余热所散发法热量，那么小功率的供热汽轮机的运用将会进一步的提升。同时也能为供热公司带来积极发展，和商品利用的结构调整。1.2供热式汽轮机的研究意义供热式汽轮机在热生产中担任着重要的地位，担负着为热用户提供热能的重要职责，可以说供热式汽轮机是供热公司生产环节的枢纽，十分的关键，所以供热式汽轮机的高效稳定运行，将会影响供热公司的生产效益。小型机组相较于大型机组在国内的相关研究与创新远没有大型汽轮机的多，而现在在国家号召节约能源的背景下，众多工业生产企业的工业余热的利用、各类新能源发电产业、供热集团都需要更加节能实用的小型汽轮机。为市场提供更有价值的小型供热式汽轮机，使小型汽轮机的研究得到重视，为国家能源的节约事业做出一份贡献，因此对于一种小型供热式抽汽背压式汽轮机的研究是十分有意义的。1.3供热式汽轮机设计基本内容这种汽轮机是一种可以把蒸汽从中间的某级抽出来，并把这些蒸汽输出供给给热用户的一种汽轮机。在电力生产或者是工业生产中广泛运用到了汽轮机。其中转子和转子上的动叶栅以及静叶栅是汽轮机中最为重要的部件。转子与其上的动叶栅和静叶栅是汽轮机整体中最重要的部分，也是达成汽轮机主要工作任务的部件。蒸汽在叶栅间膨胀做功，带动转子转动从而将蒸汽的热能转化成可以利用的机械能，完成汽轮机的能量转化以及输出的功能。所以这些部件的设计计算对于汽轮机的整体设计尤为重要，保证汽轮机稳定的输出功率，并且具有良好的经济性以及稳定性。因此本次设计便针对这些主要部件进行设计计算，通过汽轮机通流部分的热力计算而确定汽轮机静叶栅以及汽轮机动叶栅的直径。

2拟定供热式汽轮机设计方案2.1设计方案2.1.1汽轮机类型机组型号:CB6-3.45/0.49。机组形式：单缸直联调整抽汽冷凝式汽轮机。2.1.2基本参数其他基本参数见表2.1表2.1抽汽式汽轮机基本参数额定功率

P设计功率P额定转速n新蒸汽压力P新蒸汽温度t排汽压力P给水温度t冷却水温度t汽轮机的机械效率η加热器效率η汽轮机的发电机效率η2.1.3相对内效率的估计汽轮机的相对内效率又称为级效率，它的大小不仅评价了能量在汽轮机中的转化损失也是反应汽轮机内部工作状况的一个重要的经济性指标。影响其大小的因素是多种的，与级的类型、反动度、速比等均相关，还影响了级设计的结构与特点。因此相对内效率的估计将在很大程度上影响后续的计算与设计结果。通过对比同类机组的相关运行数据，以及本设计的汽轮机数据来选择合适的相对内效率为η2.1.4损失的估算主汽阀和调节气阀节流压力损失：Δ凝汽器压力：P排汽阻力损失：Δ2.2汽轮机热力过程线的拟定热力过程线是在焓熵图中具体体现汽轮机其运行过程的能量变化，蒸汽从进入汽轮机开始在通流部分进行的膨胀做功的全部过程的轨迹。每一个热力过程都相对应的有一条热力过程线，进行汽轮机热力过程线的拟定是为了给后续的计算有一个依据可以凭依或是一个标准检验计算的正确与否，使出现问题时可以及时调整。为了拟定热力过程线，需要通过已知的汽轮机相关数据通过计算来确定热力过程线的初始状态与终点状态，而在初始状态点与终点状态点之间的连线就是拟定的热力过程线。2.2.1各状态点参数的计算1）0点的状态参数已知新蒸汽压力P0

=3.45Mpa比焓值h0=3304.34kJ/kg，比熵s02）1点状态参数已知初压力P0

=3.45MPa，以及节流压力损失ΔP0

=0.1725MPa温度t0'=433.9℃，比熵s03）凝汽器压力根据排汽压力Pc'Pc4）2点状态参数在h-s图上画出凝汽器压力Pc

=0.37MPa和比焓值:hct=2762.88kJ/kg；温度tct则汽轮机理想比焓降：Δ则汽轮机实际比焓降：Δ再根据h0=3304.34kJ/kg、ΔHihc2=2860.34kJ/kg，温度t2.2.2热力过程线的拟定本次设计的机组考虑到汽轮机的末级有余速损失，末级的余速损失估算为：δ在焓熵图上从2点开始沿Pc'的压力线向下移动比焓值hc3=2850.60kJ/kg，温度t在确定了热力过程线的起始点以及终点后，先用直线连接1、3两点，再在1、3两点连线的中间取一点为点4’，在此点的地方沿压力线下移动15kJ/kg就可以得到点4，最后用光滑的曲线来连接点1、4、3，由点1、4、3连接的平滑曲线就是本设计机组在设计工况下的近似热力过程线。通过热力计算拟定的热力过程线如下图2.1所示。图2.16MW机组汽轮机热力过程线2.3汽轮机进汽量估算设m=1.038，ΔD0

D

3回热系统的设计3.1确定回热系统的主要参数由于考虑到了经济性，希望设计的汽轮机可以具备较高的经济性，参考现代汽轮机的一般设计，即使用回热抽汽系统在保证汽轮机机组的热经济性的同时们也可以使最后设计出的汽轮机的结构更加合理可行。而因为采用抽汽回热系统以后，汽轮机的抽汽量会增加的原因，这便是的最终设计出的汽轮机的末级流量会随之减小，当然这在一定程度上减少了制造材料的使用，因为汽轮机的末级直径会因此减小。3.1.1给水温度给水温度的大小影响了回热的效率，也影响着配套锅炉相关功率，过高或过低的给水温度都是不利于经济性的，过高的给水温度意味着抽出的蒸汽温度越高，这将会使蒸汽的做功减少，同时这还会影响到锅炉的排烟温度，越高的给水温度所需要的锅炉排烟温度越高，会使锅炉的效率相应的降低。而较低的给水温度又没有办法达到一定的回热循环效率。因此回热系统的给水温度需要选择一个合适的温度，通过对比本设计的给水温度选为:t3.1.2回热抽汽级数的选择在进行回热抽汽级数的选择时，当然希望回热效率可以比较大，这样边学要较多的回热级数，但问题也会随之而来，过多的级数不仅仅造成了回热系统的庞大增加了汽轮机总体系统的复杂程度，同时这也不利于汽轮机设计完成后的建造。为了保证机组的热经济性，同时也使系统尽可能的简单，本设计的回热抽汽级数选择为4段的回热抽汽，它的结构形式为两个高压加热器、一个低压加热器以及一个除氧器，其中加热器均采用内置式疏水冷却器并且通过逐级自流的方式使工质流入到除氧器。为各加热器编号为1号高压加热器、2号高压加热器、3号除氧器、4号低压加热器。3.1.3除氧器的工作压力选择除氧器的工作压力为Pd=1.05MPa，则该除氧器的工作温度为：图3.1CB6-3.45/0.49型汽轮机回热系统示意图3.1.4回热系统图的拟定一台汽轮机的抽汽回热系统的拟定取决于很多方面因素，同时本回热抽汽系统的形式已经确定，其中包括了两个高压加热器、一个除氧器和一个低压加热器。绘制成系统图后，如上图3.1所示。3.2各加热汽水参数的计算3.2.1各加热器参数选择1）各加热器参数的选择表3.1各加热器的参数高压加热器上端差θ5℃高压加热器下端差θ5℃低压加热器上端差Θ5℃各段抽汽压损Δ0.08除氧器压损0.4给水温度t225℃2）其他参数由上述计已经知道凝汽器压力为Pc

=0.389MPa,通过查水蒸气焓熵表可以得到由上述数据可以知道除氧器工作水温度，即除氧器在它的工作压力下的饱和水温度，td各级加热器进出口水温twj、水比焓hwj可以通过等温升法来计算得到，根据抽汽压力在h-s图上与热力过程线的交点可以查取各段抽汽温度tj高压加热器水侧温升为:Δ低压加热器水侧温升为:Δ则：tttt3.2.2回热系统汽水参数的计算1）1号高压加热器1号高压加热器出口水温：tw11号高压加热器出口水比焓：hw1=967.79kJ/kg（Pfp

则1号高压加热器凝结段的饱和水温度：t则hb1=990.2

kJ/kg（1号高压加热器的汽侧工作压力P11段抽汽压力P11号高压加热器疏水温度t1号高压加热器疏水比焓

hs12）2号高压加热器2号高压加热器出口水温：t2号高压加热器出口水比焓hw22号高压加热器凝结段的饱和水温度：t由tb2查水蒸气焓熵表可以得到1号高压加热器汽侧工作压力P2'=1.85MPa1号高压加热器疏水温度：t1号高压加热器疏水比焓：

3）除氧器由上述计算可以得到除氧器工作压力P3'=水温td=182℃；出口水比焓给水泵出口比焓值hw3=772.1051

kJ/kg4）4号低压加热器4号低压加热器出口水温度t4号低压加热器出口水比焓h4号低压加热器汽侧工作压力P4'=0.74MPa4号低压加热器汽侧压力下的饱和水温t

各加热器汽侧和水侧的基本参数汇总如表3.2所示。表3.26MW抽汽背压式汽轮机加热器汽水参数表项目符号单位H1H2H3(HD)H4C回热抽汽抽汽压力PjMpa2.802.011.750.810.37抽汽温度tj℃412371351265—抽汽比焓值hjkJ/kg3262.083184.053145.072982.50—抽汽压损Δpj%88408—加热器汽侧压力pj'Mpa2.801.851.050.74—汽侧压力下的饱和水温tbj℃230.00208.51182.02167.31—汽侧压力下的饱和比焓值hbjkJ/kg990.19890.93772.10707.45—抽汽放热qjkJ/kg2371.152398.652459.062275.05—疏水上端差θj℃5505—下端差Θj℃33———疏水温度tsj℃208.51185.02———疏水比焓hsjkJ/kg890.93785.40———疏水放热γjkJ/kg105.5326.4914.70—水侧加热器出口水温twj℃225.00203.51182.02162.31140.87加热器水侧压力pwMpa4.504.501.051.30—加热器出口水比焓hwjkJ/kg967.79869.33772.11686.01592.93给水比焓升τjkJ/kg98.4697.2386.0993.08—3.3回热系统热平衡1）1号高压加热器根据热平衡原理：α图3.21号高压加热器热平衡图2）2号高压加热器根据热平衡原理：α2

图3.32号高压加热器热平衡图3）除氧器根据热平衡原理：α3

图3.4除氧器热平衡图α4）4号低压加热器根据热平衡原理：αα图3.54号低压加热器热平衡图4汽轮机漏汽量的计算4.1阀杆漏汽量的估算为了得到相对真实的汽轮机的每级进气量，在通过计算得到每级的进气量后还应该减去有阀杆或轴封漏气而损失掉的蒸汽量。同时设计轴封系统还可以将有漏气导致的损失掉的蒸汽导向合适的地方回收一部分的热量和工质。本机组的主汽阀以及调节气阀的布置如图4.1所示。其中阀杆漏气大部分漏到除氧器中，其他部分则通过真空管道被射汽抽气器吸入轴封冷却器中。4.1.1主汽阀阀杆漏汽量计算本机组的阀杆布置为，主汽阀阀杆有3段、2个腔室，除氧器回收第一腔室的蒸汽，轴封冷却器回收第二腔室的蒸汽及漏入的空气。主汽阀阀杆和调节汽阀阀杆的结构数据如表4.1所示。表4.16MW汽轮机主汽阀和调节汽阀阀杆数据项目符号单位主汽阀调节气阀1段2段3段1段2段三段阀杆数z14阀杆直径dvcm3.43.6径向间隙δrcm0.020.02间隙面积Avcm20.2140.226分段长度lcm41.8125.83343.8主汽阀杆间隙面积A第1段阀杆前蒸汽参数为P01

=3.45MPa蒸汽动力黏度η01雷诺数通过计算Re*系数K01第一段阀杆后蒸汽参数为P02

=1.05MPa则前后压比为P02查表可以得到第一段阀杆漏气系数μv1则主汽阀杆漏气量：Δ第2段阀杆前蒸汽参数为P02=1.05MPa蒸汽动力黏度η02雷诺数通过计算Re*系数K01第一段阀杆后蒸汽参数为P03则前后压比为P02查表可以得到第一段阀杆漏气系数μv1则主汽阀杆漏气量：Δ4.1.2调节汽阀阀杆漏汽阀杆的结构设计为阀杆有3段、2个腔室，除氧器回收第1腔室蒸汽，轴封冷却回收第2腔室蒸汽及漏入的空气。根据表4.1中的资料计算得到主汽阀杆间隙面积Av第1段阀杆前蒸汽参数为P01

=3.45MPa蒸汽动力黏度η01雷诺数通过计算Re*系数K01第一段阀杆后蒸汽参数为P02

=1.05MPa则前后压比为P02查表可以得到第一段阀杆漏气系数μv1则调节汽阀阀杆漏气量：Δ第2段阀杆前蒸汽参数为P02

=1.05MPa蒸汽动力黏度η02雷诺数通过计算Re*系数K01第一段阀杆后蒸汽参数为P02则前后压比为P02查表可以得到第一段阀杆漏气系数μv1则主汽阀杆漏气量：ΔDv2根据主汽阀和调节阀阀杆的漏气计算，可得阀杆总漏气量ΔD轴封冷却器回收阀杆漏气ΔD其余漏气由除氧器回收ΔD4.2轴封漏汽量的估算4.2.1前轴封漏汽本设计前轴封有4段、3个腔室，第1腔室蒸汽回收到4号低压加热器。第2腔室为均压箱供汽，轴封冷却器回收第3腔室蒸汽及漏入的空气回收。轴封结构数据如表4.2所示。表4.26.8MW汽轮机轴封数据项目符号单位前轴封调节汽阀1段2段1段2段轴封直径dvcm61.844.355.345.8径向间隙δrcm0.050.05阀杆数z7836101296由上述数据可以通过计算得到轴封的间隙面积：A第1段轴封前蒸汽参数为P01

=0.81MPa第1段轴封后蒸汽参数为Pz1判别系数K则前轴封漏气量：ΔD11第2段轴封前蒸汽参数为P02

=0.101MPa第2段轴封后蒸汽参数为P02判别系数K则前轴封漏气量：ΔD12第3段轴封前蒸汽参数为P03

=2.01MPa第3段轴封后蒸汽参数为Pz3判别系数K则前轴封漏气量：ΔD134.2.2后轴封漏汽本设计后轴封有3段、2个腔室，第1腔室为均压箱供汽，轴封冷却器回收第2腔室蒸汽及漏入的空气。根据表4.2中的资料可以通过计算得到轴封1、2段间隙面积：A第1段轴封前蒸汽参数为P01

=0.37MPa第1段轴封后蒸汽参数为Pz1判别系数K则前轴封漏气量：ΔD14第1段轴封前蒸汽参数为P02

=0.101MPa第1段轴封后蒸汽参数为Pz2判别系数K则前轴封漏气量：ΔD14根据以上计算可以得到：阀杆漏气量ΔDv=0.90357t/h除氧器回收ΔDsg2=0.262626t/h前轴封漏气量ΔDsg=0.063276t/h进入4号低压加热器的蒸汽量ΔDsg3=0.970175448t/h均压箱向前轴封供汽量ΔD均压箱向后轴封供汽量ΔD均压箱总供汽量ΔD轴封冷却器回收阀杆漏气ΔD其余漏气由除氧器回收ΔD轴封冷却器回收前轴封漏气量ΔD轴封冷却器回收后轴封漏气量ΔD轴封冷却器总回收ΔDsg5图4.16MW汽轮机轴封系统注：p的单位为Mpa5调节级的设计与计算5.1调节级的形式5.1.1基本参数1）调节级基本参数表5.1调节级基本参数调节级型式单列调节级调节级的理想比焓降Δ102kJ/kg调节级速比x0.379调节级的平均直径d1100mm调节级反动度Ω0.075部分进汽度e0.33282）其他参数本设计选用的喷嘴型号为TC-1A，有关参数见表5.2表5.2喷嘴叶栅相对截距t0.74~0.90进汽角α70°~100°出汽角α10°~14°动叶栅选用的型号为TP-2A，有关参数见表5.3表5.3动叶叶栅相对截距t0.58~0.65进汽角β25°~40°出汽角β19°~22°在下面的计算中喷嘴气流出汽角α1=13°，动叶气流出汽角5.2调节级详细计算5.2.1喷嘴部分详细计算1）进口参数由拟定的热力过程线，在h-s图上可以读出以下参数：pT0=p0'=3.2775MPa；t2）调节级进汽量G则调节级喷嘴Gn3）平均反动度Ωm由前面选定：Ωm4）喷嘴的滞止理想比焓降Δ5）喷嘴出汽口气流速度c1t与cc取喷嘴的速度系数φ=0.97。6）喷嘴出口等比熵出口参数喷嘴出口理想比焓值h1th该过程为等熵膨胀过程，由h1t=3209.99kJ/kg和sT07）喷嘴压比εε=由结果可知，该喷嘴为亚音速流动，因此采用用减缩喷嘴，选用的喷嘴型号选为TC-1A、α1=13°、8）喷嘴出口面积A由上述计算我们可以知道喷嘴中进行的是亚音速的流动，所以喷嘴出口面积可以通过下面的计算式计算，其结果为：A其中μn为喷嘴流量系数，取μ9）级的假象速度cc10）级的圆周速度uu=11）喷嘴高度ll为了方便制造选取ln12）喷嘴损失δhδh13）喷嘴出口比焓值hh由h1=3215.567kJ/kg和p1=2.4027MPa14）动叶进口汽流相对速度w1和进汽角w1=βδh5.2.2动叶部分详细计算1）动叶出口相对速度w2t和ww其中ψ为动叶速度系数，由Ωm、w2t的关系曲线可以查得2）动叶等比熵出口参数h2t与h由h2t=3207.917kJ/kg，s1=6.9979kJ/(kg·℃)可以查得3）动叶出口面积AGA其中μb为动叶流量系数，取GbΔD4）动叶高度l因ν1t=0.12216m3/kg和ν2t=0.125196551l其中Δt为叶顶盖度，取ΔΔr为叶根盖度，取Δ5）动叶的出口速度三角形由w2=264.5m/s，β2c2=α6）动叶损失δhδh7）动叶出口比焓值hh由h2=3213.731kJ/kg，p2=2.341MPa8）余速损失δhδh9）轮周损失δhδh10）轮周有效比焓降ΔΔ11）轮周效率ηη其中系数μ112）校核轮周效率ηPul=uηδη该误差在允许的范围内。5.2.3调节级其他损失计算1）叶高损失δδ2）扇形损失δδ3）叶轮摩擦损失δ由前计算ν1=0.12269ν=Δδ其中K1为经验系数，取4）部分进汽损失δ鼓风损失：ζ斥汽损失：ζ其中sn为喷嘴组数，取sBe为系数，取BCe为系数，取C故有：ζ所以：δ5）级内各项损失之和ΣδhΣδh=δhl6）下一级入口参数h由h2'=3228.799kJ/kg，p2=2.341MPa查水蒸气h-s表可以得到s5.2.4调节级级效率与内功率的计算1）级的有效比焓降ΔΔ2）级效率ηη3）级的内功率PP6压力级的设计6.1压力级的级数确定和比焓降分配6.1.1第一压力级的流量G6.1.2第一压力级直径的确定第一压力级的直径可以根据调节级的直径来进行预估，而第一压力级又采用了全周进汽，所以第一压力级的平均直径只要比调节级略小便可，级间直径之差只需要大于100mm就可以，因此本机组的第一压力级直径取为d16.1.3末级直径的确定1）末级排汽余速cc其中ξ为余速损失系数，取ξ=0.02；2）末级平均直径ⅆⅆ为了方便制造取ⅆz其中νz为末级蒸汽比体积，取νθ为径高比，取θ=3；αz为末级排汽余角，取α6.1.4非调节级级数确定1）直径和速比的确定可以采用画图的办法来对压力级的级数进行预估，首先在坐标纸上画出纵坐标以及横坐标，其中横坐标为第一压力级与末级之间的距离，标注线段为AB；以第一压力级的平均直径为纵坐标，标注线段AC，在纵坐标上标出大致速比的大小，标注线段为AE，纵坐标方向AC表示第一压力级直径大小，BD表示末级直径的大小，BF表示末级的速比；然后用光滑的曲线连接线段CD、EF，。预分级5级，将AB等分为4段，在等分点上做垂直于横坐标的直线交CD、EF读出交点的纵坐标就是预分级的平均直径和速比的结果。详细数据如表6.1所示。图6.1分级辅助作图表6.1各段平均直径、速比值分段号01234直径di10001060112011651315速比x0.570.5830.5980.6120.642）各等分点的理想比焓降Δh计算得到的结果会汇总到下表，如表6.2所示表6.2各段理想比焓降分段号01234比焓降Δ37.9716840.7834743.27644.7052552.083623）各等分点的平均理想比焓降Δ4）压力级级数z=取z=9；其中：ΔH其中：hΔha为重热系数，取a=0.0233；5）校核重热系数aa'=Δ=其中ηri'为计算段效率，取Ka为修正系数，取K6）级数确定由以上计算就可以确定本汽轮机压力级为9级，因此将线段AB等分为4等分，在原来拟定的平均直径和速比值的变化曲线上，读出各级的平均直径和速比值，具体数据汇总如表6.3所示。表6.3各级平均直径、速比值分段号123456789直径di（mm)100010351060108511101140116512101315速比Xai0.570.5770.5830.590.5980.6060.6120.6190.647）各级比焓降分配Δ计算得到的数据记录如表6.4所示。表6.4各级理想比焓值分段号123456789比焓降Δhti37.9739.7040.7841.5842.5143.6644.7147.1452.086.1.5各级比焓降校核与修改在开始时拟定的h-s图中（见图2.1）逐级画出各级比焓降，通过修改使最后一级的背压与确定的背压相重合。调整后的各级参数如表6.5所示。表6.5非调节级平均直径及比焓降分配分段号123456789直径di（mm)100010351060108511101140116512101315速比Xai0.570.5770.5830.5910.5980.6060.6120.6190.64比焓降Δhti37.9739.7040.7841.5842.5143.6644.7147.1452.08调整后的比焓降Δhti'28.8032.0030.0040.0045.0044.0047.0052.0059.40级后压力pj2.021.93691.66721.25931.19660.93980.718250.57550.3896.2抽汽压力调整表3.1中的回热抽汽压力是通过一定的计算得到的理想结果，可能存在与实际的结果相冲突的可能性，表6.5中的各级前后压力是在h-s图中进行修改后较为合理的数据，各级理想比焓降都经过了合理的分配。将抽汽压力要由相邻的级间压力代替。因此需要调整各回热抽汽压力，调整完毕后的结果如表6.6所示。表6.6调整后的各级回热抽汽压力加热器编号H1H2H3(HD)H4调整前抽汽压力2.7972.0121479261.750.8064调整后抽汽压力2.342.021.93690.7182位置调节级后1级后2级后7级后6.3重新列汽水参数表根据调整后的各回热抽汽压力，可重新确定各台回热加热器的汽水参数，重列后的数据如表6.7所示。表6.7修改后的汽水参数表项目符号H1H2H3(HD)H4C回热抽汽抽汽压力PjMpa2.342.021.93690.71820.37抽汽温度tj℃394378364254—抽汽比焓值hjkJ/kg3228.8320031682962—抽汽压损Δpj%0.080.080.40.08—加热器汽侧压力pj'Mpa2.15281.85841.16210.6607—汽侧压力下的饱和水温tbj℃216209186.5162.6—汽侧压力下的饱和比焓值hbjkJ/kg925.8891.8792687—抽汽放热qjkJ/kg2409.422413.742502.252274.96—疏水上端差θj℃5505—下端差Θj℃33———疏水温度tsj℃192.65185.21———疏水比焓hsjkJ/kg819.38786.26———疏水放热γjkJ/kg—33.1322.1923.88—水侧加热器出口水温twj℃211.14203.7186.52157.64140.87加热器水侧压力pwMpa621.3—加热器出口水比焓hwjkJ/kg903.79870.19792.07665.75592.93给水比焓升τjkJ/kg33.5978..12126.3372.82—轴封和阀杆漏汽进口比焓hsgjkJ/kg——3304.343227.83—比焓降ΔhsgjkJ/kg——2512.292540.78—数量份额α——0.004040.01492—7汽水流量和各项热经济性指标核算7.1汽轮机各部分汽水流量7.1.1重新计算汽轮机各段抽汽量1）1号高压加热器由热平衡原理：α图7.11号高压加热器热平衡图2）2号高压加热器由热平衡原理：α图7.22号高压加热器热平衡图3）除氧器由热平衡原理：a3a=1-0.0142273-0.0328295-0.04498-=0.90392图7.3除氧器热平衡图4）4号低压除氧器由热平衡原理：a4=ac=图7.44号低压除氧器热平衡图7.2汽轮机汽耗量计算及流量校核1）做功不足系数的计算YYYYYY2）汽轮机的汽耗量计算并校核D0'Δ=D7.3汽轮机功率核算及效率计算7.3.1汽轮机功率核算P0'Δ=P7.3.2汽轮机热耗量Q0、热耗率Qq7.3.3绝对电效率ηη8压力级详细计算计算步骤省略，计算结果如表8.1所示。表8.1级详细计算序号项目单位调节级第1级第2级第3级第4级1蒸汽流量Gkg/s17.81617.70616.87913.68776.9632抽气级抽气量t/h0.92622.13723.1913333平均直径dｍmm110010001035106010854级前焓值kj/kg3304.343228.83200316831385圆周速度um/s172.788157.08162.577166.504170.4316余速利用系数μ1111117利用上级的余速动能△hc0KJ/kg07.08051.670863.026672.658418级前压力P0Mpa3.27752.340972.021.936911.667299级理想比焓降△htKJ/kg10230.79930304310级速度比Χa0.3790.6340.6680.6870.5911级平均反动度Ωm0.0750.0950.09140.1040.1312喷嘴的滞止比焓降△hnKJ/kg94.3534.953628.928929.906740.068413喷嘴出口理想比焓值h1t3209.993193.853171.073138.093097.9314喷嘴后压力P1Mpa2.4032.078461.827061.741211.4374815喷嘴出口的理想速度C1tm/s434.3823264.392240.529244.56283.07616喷嘴的速度系数Ф0.970.970.970.970.9717喷嘴出口实际速度C1m/s421.351256.46233.313237.223274.58418喷嘴损失△hnεKJ/kg5.5761.64731.610951.588612.2109316喷嘴出口比容V1m3/kg0.1220.139710.155280.159550.18719喷嘴出口比熵s1kJ/(kg·℃)7.031997.051677.023317.0436920喷嘴出口面积Ancm251.676796.4584112.33792.059647.419421喷嘴出汽角α1º131010101022喷嘴出口高度lnmm20182020823部分进汽度e0.333111124动叶进口汽流角β1弧度0.37930.436410.54260.550490.44525动叶进口汽流角β1º21.734425.004431.088831.540525.496626动叶进口相对速度ω1m/s255.96105.35978.460678.7485110.76827动叶理想比焓降△hbKJ/kg7.652.925912.7423.125.5928动叶滞止比焓降△hb*KJ/kg40.40788.476145.820036.2206611.724829动叶出口理想相对速度ω2tm/s284.2723130.197107.886111.537153.12830动叶速度系数Ψ0.9350.9350.9370.9370.93831动叶出口实际相对速度ω2m/s265.795121.734101.089104.51143.63432动叶损失△hbεKJ/kg5.08231.066090.710220.759111.4088133动叶后压力P2Mpa2.3412.057581.819821.721721.4078137动叶出口比容V2m3/kg0.12560.140930.156530.161050.1902738动叶出口面积Abcm284.2971204.981261.364210.92492.237439动叶出口高度lbmm222022221040动叶出口汽流角β2弧度0.3490.332320.374030.292040.2740241动叶出口汽流角β2º2019.040621.430316.732515.742动叶出口速度方向角α2弧度0.8680.757360.494650.425360.8796143动叶出口速度方向角α2º49.7428943.393828.341224.371350.398144动叶出口绝对速度C2m/s11957.807677.803272.916650.444845余速损失△hc2KJ/kg7.08051.670863.026672.658411.2723446轮周有效焓降△hu'KJ/kg84.261126.414824.652224.993938.107947级理想可用能E0KJ/kg10229.128126.973327.341641.727748轮周有效效率η0.82610.906850.913950.914130.9132549喷嘴叶型TC-1ATC-1ATC-1ATC-1ATC-1A50喷嘴宽度Bnmm252525252551bn47.9547.9547.9547.9547.9552喷嘴节距tnmm38.3638.3638.3638.3638.3653喷嘴数目Zn908285878954安装角32.63333.53434.255动叶叶型TP-2ATP-2ATP-2ATP-2ATP-2A56动叶宽度Bbmm45.73645.73645.73645.73645.73657动叶节距tbmm27.927.927.927.927.958动叶数目Zb12411311711912259叶高损失△hlKJ/kg4.59612.641482.241112.272177.6215860轮周有效焓降△huKJ/kg79.66523.773322.411122.721730.486361轮周功率PuKW1419.312420.93378.276311.009212.27662摩擦损失△hfKJ/kg3.2911.661951.864222.517614.7068263级平均干度χm1111164级内损失Σ△hKJ/kg18.545457.016816.426497.137515.948165级有效比焓降△hiKJ/kg69.635022.111320.546820.204125.779566级内效率ηi0.733620.759110.761750.738950.617867级内功率Pikw1240.61391.503346.81276.549179.503序号项目单位第5级第6级第7级第8级第9级1蒸汽流量Gkg/s6.9636.9636.9636.4096.4092抽气级抽气量1.77783平均直径dｍmm111011401165121013154级前焓值kj/kg309830533009296229105圆周速度um/s174.358179.071182.998190.066206.566余速利用系数μ1111117利用上级的余速动能△hc0KJ/kg1.272341.503151.545481.580491.058458级前压力P0Mpa1.259271.196620.939830.718180.575559级理想比焓降△htKJ/kg42444751.67655.510级速度比Χa0.6160.6330.6380.6450.66611级平均反动度Ωm0.150.1550.1670.2530.412喷嘴的滞止比焓降△hnKJ/kg36.972338.683140.696540.182534.358513喷嘴出口理想比焓值h1t3061.033014.322968.32921.822875.6414喷嘴后压力P1Mpa1.094981.027370.793860.60430.4927215喷嘴出口的理想速度C1tm/s271.919278.14285.286283.478262.13116喷嘴的速度系数Ф0.970.970.970.970.9717喷嘴出口实际速度C1m/s263.762269.795276.727274.974254.26718喷嘴损失△hnεKJ/kg2.109872.197342.313822.281381.9680316喷嘴出口比容V1m3/kg0.237970.243190.301270.37810.4938119喷嘴出口比熵s1kJ/(kg·℃)7.103797.050297.081097.115097.1633720喷嘴出口面积Ancm262.821262.764375.804788.1266124.46921喷嘴出汽角α1º101010101022喷嘴出口高度lnmm111112141823部分进汽度e1111124动叶进口汽流角β1弧度0.49230.495770.492620.534120.788925动叶进口汽流角β1º28.206628.405728.224930.602645.200826动叶进口相对速度ω1m/s96.903798.483101.60793.79462.224127动叶理想比焓降△hbKJ/kg6.36.827.84913.07422.228动叶滞止比焓降△hb*KJ/kg10.995211.669413.01117.472724.135929动叶出口理想相对速度ω2tm/s148.287152.766161.308186.931219.70230动叶速度系数Ψ0.9390.9340.940.940.94131动叶出口实际相对速度ω2m/s139.241142.684151.63175.715206.73932动叶损失△hbεKJ/kg1.30051.489531.514472.033822.7640233动叶后压力P2Mpa1.068750.99930.768120.570470.3974937动叶出口比容V2m3/kg0.242740.248710.309460.396020.5360538动叶出口面积Abcm2121.388121.372142.108144.442166.17839动叶出口高度lbmm131314162040动叶出口汽流角β2弧度0.271080.263740.281030.239780.2025141动叶出口汽流角β2º15.531515.110916.101613.738211.602842动叶出口速度方向角α2弧度0.747770.732910.845011.136061.4738243动叶出口速度方向角α2º42.843941.992748.415565.091384.443844动叶出口绝对速度C2m/s54.829755.596356.222746.009941.776845余速损失△hc2KJ/kg1.503151.545481.580491.058450.8726546轮周有效焓降△hu'KJ/kg37.086538.767741.591246.302349.895347级理想可用能E0KJ/kg40.496942.454545.419550.617554.627348轮周有效效率η0.915790.913160.915710.914750.9133849喷嘴叶型TC-1ATC-1ATC-1ATC-1ATC-1A50喷嘴宽度Bnmm252525252551bn47.9547.9547.9547.9547.9552喷嘴节距tnmm38.3638.3638.3638.3638.3653喷嘴数目Zn9193959910854安装角3535.135.435.635.955动叶叶型TP-2ATP-2ATP-2ATP-2ATP-2A56动叶宽度Bbmm45.73645.73645.73645.73645.73657动叶节距tbmm27.927.927.927.927.958动叶数目Zb12512813113614859叶高损失△hlKJ/kg5.705615.964255.94165.787794.9895360轮周有效焓降△huKJ/kg31.380932.803435.649640.514644.905861轮周功率PuKW218.505228.41248.228259.658287.80162摩擦损失△hfKJ/kg4.134434.610774.130184.238054.7465363级平均干度χm1111164级内损失Σ△hKJ/kg13.250414.261913.900114.34114.468165级有效比焓降△hiKJ/kg27.246428.192631.519436.276540.159266级内效率ηi0.67280.664070.693960.716680.7351567级内功率Pikw189.717196.305219.47232.496257.381

9转子的轴向推力计算9.1转子轴向推力计算9.1.1动叶上的轴向推力1）叶根反动度（9-1）其中为平均反动度为喷嘴出口角度2）叶片的轴向推力（9-2）其中为动叶平均直径，为动叶片的叶片高度，、为两侧压力；9.1.2叶轮上的轴向推力1）当量隔板漏汽面积（9-3）其中为叶轮汽封间隙，为叶轮隔板汽封直径，为叶轮汽封齿数；2）叶根齿隙面积（9-4）其中为叶轮叶根间隙面积，为叶轮轴向间隙；3）平衡孔面积（9-5）其中为叶轮孔数，为叶轮平衡孔直径；4）叶轮反动度（9-6）（9-7）其中、取为0.3；得到和具体的值后，可以通过查图的方式得到，叶轮反动度可以通过下式求得：（9-8）5）叶轮前蒸汽压力（9-9）6）叶轮轮盘面积（9-10）7）叶轮轮盘的轴向推力（9-11）9.1.2转子上的轴向推力1）转子轴向力（9-12）其中、为侧面的外径和内径，为侧面上的蒸汽静压力；9.1.3总轴向推力1）汽轮机转子总轴向推力至此所有的轴向力都已算完，汽轮机的总转子轴向推力应为各部分轴向推力在同一个方向上的集合叠加，则汽轮机转子总轴向推力为：（9-13）其中为汽轮机级数，为凸肩上的侧面数；原始数据及计算结果整理汇总于下表9.1。9.1.4推力轴承的安全系数（9-14）由上式计算结果可知，安全；其中为推力瓦所能承受的油膜压力，取。图9.1汽轮机轴向推力计算用图表9.1轴向推力计算汇总分段号符号单位123456级号12345级前压力p0MPa0.0983.27752.342.021.9371.668级前后压差△pMPa0.9360.320.0830.270.408动叶片平均直径dbmm11001000103510601085叶片高度lbmm2220222210平均反动度Ωm%410.413叶根反动度Ωr%5.707.7097.2268.55812.22叶片上轴向力FzlN177.8191.5954.33205.4180.8叶轮隔板汽封直径dpmm340380380380500汽封间隙δpmm0.5汽封齿数zp1010105当量隔板漏汽面积A'pmm2189189189351叶片根部直径drmm978978978978轴向间隙δzmm2222叶根间隙面积A5mm26145614561456145平衡孔直径d4mm50505050孔数z47777平衡孔面积A4mm213744137441374413744α6.075.876.394.10β2.712.632.861.83q0.310.320.290.39叶轮反动度Ωd%2.38972.3122.4824.764pdMPa2.7872.1292.3373.203轮盘面积Admm2668848724678765735724835轴向力Fz2N348567216155405147433842转子环形面积△Amm222619.5作用压力pxMPa0.098轴向力Fz3N2216.71分段号符号单位789101112级号678910级前压力p0MPa1.259271.19660.93980.7181850.57550.098级前后压差△pMPa0.062660.25680.22160.1426360.47750.098动叶片平均直径dbmm11101140116512101315叶片高度lbmm1313141620平均反动度Ωm%1515.516.725.340叶根反动度Ωr%14.02314.55515.71724.329239.1013叶片上轴向力FzlN42.606185.31189.66219.4851578.3叶轮隔板汽封直径dpmm500500500500500460汽封间隙δpmm0.50.5汽封齿数zp55555当量隔板漏汽面积A'pmm2351351351351351叶片根部直径drmm978978978978978轴向间隙δzmm22222叶根间隙面积A5mm261456145614561456145平衡孔直径d4mm5050505050