【凝汽式汽轮机热力设计、调节级和压力级计算分析5800字】

PAGE10 凝汽式汽轮机热力设计、调节级和压力级计算分析目录TOC\o"2-3"\h\z\t"标题1,1"TOC\o"2-3"\f\h\z\t"标题1,1"第一章概述 1第二章100MW凝汽式汽轮机热力设计 22.1设计原始资料 22.2设计要求 22.3近似热力过程曲线的拟定 32.4汽轮机总进汽量的初步估算 42.5回热系统的热平衡初步计算 42.5.1回热抽汽压力的确定 52.5.2各级加热器回热抽汽量计算 62.6流经汽轮机各级机组的蒸汽两级及其内功率计算 82.7计算汽轮机装置的热经济性 10第三章调节级计算 113.1选择相关参数： 113.2计算喷嘴的理想比焓降 113.3蒸汽在动叶的理想焓降 113.4喷管的热力计算 113.5动叶栅热力计算 133.6轮周功及轮轴效率 163.7级内损失计算 163.8级内功率和级有效焓降 173.9级的内效率： 18第四章压力级的计算 194.1第一非调节级平均直径的估计 194.2凝汽式汽轮机末级平均直径的估取 194.3凝汽式汽轮机级数及焓降的确定 194.3.1确定非调节级通流部分平均直径的变化规律 194.3.2确定非调节级各级理想比焓降 204.3.3校核 224.4非调节级详细计算 234.4.1第一压力级详细计算 234.4.2末级的详细热力计算 28第五章整机效率、整机功率的核算 345.1整机效率核算 345.2整机功率的核算 34结论 35参考文献 36附录 37第一章概述汽轮机是一种转动的机器，它是一个把蒸汽当作工作载体将热能转变成为机械能的一种机器。它又是一种旋转蒸汽动力装置，汽轮机在高温高压的条件下蒸汽会从固定喷嘴，快速变成气流，再喷到叶片上。转子在蒸汽形成的巨大扭力矩作用下高速旋转，带动发电机发电。汽轮机是当代热力发电厂的关键设备[1]。在现在的热电厂，核电厂和地热电厂中经常会用到化石燃料，使用化石燃料来驱动汽轮机的发电机发电。因此，汽轮机和发电机有一个很好听的名字叫做涡轮发电机组合，根据调查汽轮机的总发电量占全国的70％的发电量。因此，汽轮机还是现代国家中重要的动力机械设备[2]。在一八八二年的时候一个名叫Laval的人创造了首台单级汽轮机。然后在一八八四年，一个名叫Parsons的英国人创造了首个台单级反动式汽轮机，当时将那个汽轮机与现在的进行了比较发现那时的汽轮机结构非常简单，虽然它的结构相比较简单但是它促进了汽轮机在全球范围的广泛应用。技术与结构发达的汽轮机已广泛应用在了各大电厂，和大型工厂当中[3]。对于中国来说汽轮机的发展起步较国外比较晚。值得庆祝的是早在一九五五年，中国的上海汽轮机厂生产了首台6MW的汽轮机，相继哈尔滨汽轮机厂的首台100MW汽轮机机也在高井电厂投入运行。再后来在一九七零年代，在斗河，元宝山，大港和清河电厂也陆陆续续的装上了了十几台汽轮机机组。随着现在的人对与电的依赖，电力行业的快速发展以及电网容量的不断扩大。这种汽机正朝着高参数，大容量的方向发展，因此提高汽轮机的经济性和安全性是当前汽轮机发展的首要目的[4]。第二章100MW凝汽式汽轮机热力设计2.3近似热力过程曲线的拟定一、进排汽机构及连接管道的各项损失当蒸汽流过阀门和连接管时，会产生节流损失和压力损失。在2-1表格里弄出了一些损失时会选取的一些范围。汽轮机近似热力过程曲线的拟定根据我们多年的汽轮机设计经验，我们对于一般的非再热式蒸汽轮机，就可以把热力过程曲线近似的描绘出来。在知道新汽参数为MPa，℃的时候我们就可以得到汽轮机进汽状态点0，并查得初比焓KJ/kg。由前所得，设进汽机构的节流损失，得到调节级前压力P0＇=8.83MPa，确定调节级前蒸汽状态点1。过1点作等比熵线向下交于2点，在图中查得KJ/kg，整个汽轮机的理想比焓降=3565–2130=1435.0KJ/kg。相对内效率时，就可以得出汽轮机有效比焓降KJ/kg，排汽比焓KJ/kg，这些数值都得到后就可以在焓熵图上得Z点。接下来可以用直线来把1点和Z点，这两个点连接起来，将中间点处沿等压线向下推移25KJ/kg就可以得到图中的3点，再用光滑曲线把1、3、Z这三个点连起来，就可以得到整个机器的设计工况下的类似热力过程曲线，如图3-1表示。8.858.85Mpa8.488.48Mpah0=3h0=3565kJ/kg535℃z33＇12535℃z33＇1221～25kJ/kg21～25kJ/kg11435kJ/kg0.000.006Mpahhz=2330.9kJ/kghh2t=2130kJ/kg图2-1100MW凝汽式汽轮机近似热力过程曲线2.4汽轮机总进汽量的初步估算估算凝汽式汽轮机的总蒸汽流量：（2-1）设m=1.1ΔD=3%D0=0.995=0.985=0.86D0=3.6×100000×1.1/(1435×0.995×0.985×0.86)+0.03D0=337.52/h2.5回热系统的热平衡初步计算在汽轮机的进气量估算完成后就可以绘制汽轮机的近似热过程曲线并且可以进行系统的热平衡计算。2.5.1回热抽汽压力的确定通常在中、低参数机组中采用大气是除氧器器即0.118MPa，高参数机组中采用高压除氧器即0.348-0.588MPa。并以凝汽器作为辅助除氧，本课题设计的是高压汽轮机，所以选取了0.588MPa。它对应的饱和水温度是t’ed=158℃，根据给水温度tfw=220℃,可得H1高压加热器出口水温tw2=220℃,根据等比焓升得高压加热器给水出口温度tw2=184℃,根据各加热器的出口水温tw2及出口端差δt，可得加热器疏水温度t’e=tw2+δt。查的t’e对应的饱和压力p’e—加热器的工作压力，然后考虑抽气管压损后可确定各级回热抽气压力pe。2.5.2各级加热器回热抽汽量计算1.高压加热器其给水量为Dfw=D0-ΔDl+ΔDLl=337.52-1+0.77=337.29t/h（2-2）该级回热抽汽量为：=337.29(943.64-780.89)/(3235-966.84)*0.98=24.7t/h（2-3）2.高压加热器在不考虑进入高压加热器的以及的时候，则该级加热器的计算抽汽量为=QUOTE54.905×⟨576.92-437437.06⟩考虑上级加热器疏水流入高压加热器的时候，这时的相当量计算得出=QUOTE3.9×741.2-598.352740.7-598.5=0.26=1.81t/h考虑漏入本级加热器所以=3465.91kj/kg△Dl1=△DL1*(h1-he2,)/(he2-he2,)（2-5）=0.77*(3465.91-803.11)/(3035-803.11)=0.91实际所需的回热抽汽量为△De2=△De2,QUOTEΔDe2=ΔDe2'-ΔD=17.58-1.81-0.91=14.85t/h3.为混合式加热器。列出混合加热器的热平衡方程与质量平衡方程式：（2-7）（2-8）代入得：抽汽量除氧器凝结水量DCW=32.221t/h4.低压加热器（2-9）QUOTEΔDe3=ΔDcw5.H4低压加热器的计算抽汽量（2-10）QUOTE32.221×298.24-145.812576-277.8×0.98=2.18的实际回热抽汽量为（2-11）H4的疏水流入H5产生的末级的回热抽气的量是（2-12）的实际回热抽汽量为（t/h）（2-13）2.6流经汽轮机各级机组的蒸汽两级及其内功率计算调节级:337.52t/h（2-14）QUOTEPi0=D0(h0-第一级组：（2-15）（2-16）第二级组：=335.71（2-17）（2-18）第三级组：（2-19）（2-20）第四级组：（2-21）（2-22）第五级组：（2-23）（2-24）第六级组：（2-25）（2-26）第七级组：（2-27）（2-28）整机内功率：（2-29）2.7计算汽轮机装置的热经济性机械损失=103875.71×(1-0.995)=519.38kw（2-30）轴端功率（2-31）发电机功率（2-32）校核（2-33）符合Pe=100000的要求，所以之前估计D0正确。汽耗率：kg/(kw.h)（2-34）汽轮机装置热耗率：KJ/(kw.h)（2-35）汽轮机装置的绝对电效率：ηcl=3600/q=3600/8676.70=0.41（2-36）第三章调节级计算3.1选择相关参数：采用复速级作调节级；理想比焓降：△ht=125kJ/kg；平均直径：dm=1100（mm）；（3-1）（3-2）单列级：Ωm=0.2%。最佳速度比：Xa=0.443.2计算喷嘴的理想比焓降=(1-0.2)X125=100（kJ/kg）（3-3）3.3蒸汽在动叶的理想焓降（3-4）3.4喷管的热力计算喷嘴形状确定理想比焓h1t=h0-hn*=3465对应的p1=6.9MPa喷嘴前后的压力比（3-5）临界参数的计算临界压力查临界焓查临界密度临界速度（3-6）喷管出口气流理想速度（3-7）喷管出口气流实际速度（3-8）喷嘴出口汽流出口角 （3-9）隔板漏气量 （3-10）流经喷嘴的蒸汽流量 （3-11） 喷嘴叶栅出口面积（3-12）喷嘴高度（3-13）喷嘴损失和喷嘴出口其他蒸汽参数喷嘴损失选取速度系数=0.97；(kJkg)（3-14）喷嘴出口实际比焓（3-15）喷嘴出口蒸汽实际密度：查表得3.5动叶栅热力计算动叶进口速度三角形圆周速度为（3-16）动叶进口汽流的相对速度ω1： （3-17）动叶进口汽流相对角度（3-18）动叶出口速度三角形动叶进口速度动能（3-19）动叶滞止理想焓降（3-20）动叶出口汽流理想相对速度（3-21）实际速度（3-22）现在取动叶出口绝对速度（3-23）动叶出口汽流绝对角（3-24）动叶损失 （3-25）动叶出口蒸汽参数动叶出口理想比焓（3-26）动叶进口压力比（3-27）所以动叶中的蒸汽为亚声速流动，动叶出口实际比焓(3-28)动叶进口高度(3-29)顶部漏气量 (3-30)动叶栅出口面积、出口高度及叶数 （m2）(3-31) (3-32)余速损失(3-33)3.6轮周功及轮轴效率无限长叶片轮周有效焓降(3-34)1kg蒸汽所作的轮周功： (3-35)QUOTE=144.8×[629.×cos16.17°+374.6×cos18.4°+414.8×cos23.9°+129.3×cos46.8°计算基本符合要求。级的轮周效率 (3-36)3.7级内损失计算叶高损失∆hl (3-37) 叶轮摩擦损失∆hf (3-38)(kw)用能量表示时 kJ/kg(3-39)隔板漏气损失kJ/kg(3-40)叶顶漏气损失kJ/kg(3-42)湿气损失 (3-43)3.8级内功率和级有效焓降 (3-44)=9129.84(kw)3.9级的内效率： (3-45) 第四章压力级的计算在计算时，为了确保通流部分的稳定性，应在设计中首先估算第一段和最后段的几何尺寸。再通过这两级的直径拟出全部的通流部分的规律，然后在估计整个的级数，因此就可以初步的算出来各各级的比焓降，最后就可以进行每个级的详细计算。4.1第一非调节级平均直径的估计依据最后一级和调节级的直径就可以估取第一各非调节级的直径。由于调节级的一些进汽度在工况下面是有变化的，与首个非调节级的部分进汽度不一样，所以两个直径不能一样。一般两级直径差不小于（50～100）（mm）。所以选取首个调节级的平均直径=1014mm。4.2凝汽式汽轮机末级平均直径的估取接下来就可以按照首末两级的平均直径比≥0.46～0.6来确定，取100MW机组末级直径=1635。：=1014：1635=0.62>0.6，符合设计要求。4.3凝汽式汽轮机级数及焓降的确定4.3.1确定非调节级通流部分平均直径的变化规律横坐标上的任何线段BD=250mm表示第一级和最后一级之间的中心距离。接下来，在BD两端的纵坐标上以一定比例绘制第一个压力级和最后一级的平均直径，并使用平滑曲线将两个点A和C连接起来，可以表示该曲线非调整水平的每个水平的平均直径的变化规则。接下来，将BD分成11个相等的部分，然后从每个平均点画出一条垂直向下的线，可以得到图中每个级别的平均直径，然后根据原理估算每个级别的速度比。并在图中做出曲线。如下图：图2非调节级通流部分平均直径的变化规律表5-1直径与速度比列于下表：级数123456789101112直径101410301065110011601210126513201390147015551635反动度0.460.4630.4690.4770.4870.500.5060.5120.5180.5250.5320.544.3.2确定非调节级各级理想比焓降因为：（4-1）所以：=59.95kJ/kg=61.06kJ/kg=63.62kJ/kg=65.61kJ/kg=69.9kJ/kg=72.25kJ/kg=77.11kJ/kg=82.00kJ/kg=88.83kJ/kg=98.59kJ/kg=105.40kJ/kg=113.10kJ/kg得总比焓降：=968.31kJ/kg（4-2）压力级平均理想比焓降：=80.69kJ/kg（4-3）最后将比焓降作在图中。由前面可知调节级出口的状态为：=3035kJ/kg，根据=6.5MPa，查得：h=2300kJ/kg。=-=3035-2300=1183.69kJ/kg（4-4）估计重热度=0.06，则压力级级数为：=11.87，（4-5）取整得Z=12。重热系数校核，（4-6）式中K=12，压力级组效率=0.801（4-7）代入计算得：=0.06。(4-8)与估计值相同，满足设计要求。比焓降分配在图中将BD分成Z-1(=11)份，由于与前面的化分一致，故直径与速比不变，焓降需修正。所以：=215.4kJ/kg(4-9)(4-10)计算结果列在下表5-1中：级数1234567直径1014103010651100116012101265速度比0.460.4630.4690.4770.4870.500.506试算比焓降59.9561.0663.6265.6169.972.2577.11最终比焓降77.977.0181.5783.5687.8590.295.0689101112132013901470155516350.5120.5180.5250.5320.5482.0088.8398.59105.4113.1099.95106.78116.54123.35131.054.3.3校核根据分配的比焓降，在焓-熵图上找到相应的压力，然后将其与再生系统的提取压力进行比较为了比较，如果它非常接近并且可以满足除氧器和供水的相关要求，则可以继续执行以下操作相应的计算。4.4非调节级详细计算4.4.1第一压力级详细计算级的反动度Ωm=9%，直径：dm1=1.014m，级的焓降：△ht1=77.9kJ/kg；级的流量：=93.47kg/s（4-11）圆周速度：=159.2m/s（4-12）喷嘴理想比焓降：（4-13）查得喷嘴后蒸汽参数：P1=5.6MPa，v1=0.068m3/kg压力比εn=p1/=5.6/7.3=0.76>εcr=0.545,为亚音速流动，所以选TC-1A型线，出汽角为12o。计算喷嘴出口汽流速度(m/s)（4-14）=0.97*376.53=365.24(m/s)（4-15）计算喷嘴出口面积：An==174.036(cm2)（4-16）计算喷嘴出口高度lnln==26.29mm（4-17）所以取ln=26.5mm。喷嘴损失：(kJkg)（4-18）喷嘴后的实际比焓：h1=3416.99KJ/kg动叶进口汽流角和相对速度： （4-19） （4-20）=212.117QUOTE=291.64×sin12°sin22.93°=155.64(m/动叶进口汽流能量： （4-21）=22.49QUOTE=155.64²2000=12.11KJ/kg动叶理想比焓降： （4-22） =0.09×77.9=7.011KJ/kg动叶理想比焓降： （4-23） =7.011+22.49=29.507KJ/kg动叶出口汽流理想相对速度ω2t （4-24） =242.93(m/s) （4-25） =0.934*242.93=226.89（m/sQUOTE×182.11=170.09(m/s)动叶损失： （4-26） =（1-0.934²）×29.5=3.766KJ/kg动叶出口理想参数： （4-27） =3409.9KJ/kgP2t=5.09MPa,V2t=0.069(m³/kg)动叶出口实际参数： （4-28） =3413.74KJ/kg，动叶出口高度： （4-29） =26.5+2=28.5mm动叶出口面积和出口汽流角： （4-30） =284.26(cm2) （4-31）=18.25动叶出口气流速度和出汽角： （4-32） QUOTE=tan-1170.9sin20.3°170.9×cos20.3°-141.928=51.63 （4-33） =90.66(m/s)余速损失： （4-34） QUOTE=61.59²2000=4.11kJ/kg轮周有效焓降： （4-35） =77.9-4.18-3.76-4.11=65.83kJ/kg轮周效率及校核：E0=77.9-4.1=77.8QUOTE49.67-1.90=47.77 (4-36)=0.9039 ”u= (4-37)=0.899QUOTE141.928×(291.64×cos12°+61.59×cos73.4°)47.77=0.8998∆ηu=(0.903-0.89)/0.903=0.05QUOTEη’u-η”uη’叶高损失： (4-38) =3.69kJ/kg轮周有效比焓降及轮周功率： (4-39) =65.83-3.69=62.13kJ/kg (4-40) =93.47×62.13=5808.53(kw)叶轮摩擦损失： (4-41) =0.688kJ/kg隔板漏气损失：取隔板汽封平均直径dp=0.5（m)，隔板汽封间隙δp=0.0005(m)，隔板汽封齿数Zp=6，隔板漏气损失△hp：汽封间隙面积Ap=πdpδp=3.14×0.5×0.0005=0.000785(m2)（4-42）=1.144QUOTE=0.000785255×6=0.521kJ/kg（4-43）叶顶漏气损失：根据“叶顶漏气损失计算经验系数曲线“查的，围带厚度δz=1.5，μδ=0.3，Ψt=0.35，μt=0.934叶顶轴向间隙 (4-44)=0.052 (4-45) QUOTE=0.3×0.35×0.0330.934×sin12°=0.774=1.873kJ/kg级有效比焓降： (4-46) =58.432kJ/kg内功率： (4-47) =5462.11(kw)级内效率： =0.792 (4-48)按照以上步骤其他压力级，都按照这个步骤完成。计算得到的结果在附录。4.4.2末级的详细热力计算级的反动度Ωm=0.32,dm1=1635mm,焓降∆ht=131.65kJ/kg级的流量 =88.57(kg/s)圆周速度 =256.695(m/s)喷嘴进口状态参数：h1t=2450.91kJ/kg,p0=0.055MPa喷嘴理想比焓降 =(1-0.32)*131.65=89.114QUOTE×67.34=51.18KJ/kg喷嘴出口参数：p1=0.026MPa，v1t=5.7m³/kg喷嘴形状的确定：压力比:QUOTE=1.2051.56=0.69>ε=0.546,为超音速流动，，α1=13QUOTE.7°喷嘴出口速度：理想： QUOTE=2000×51.18=422.17(m/s)实际： =0.97×422.17=409.505(m/s)喷嘴出口面积： =9752.41（cm2）QUOTE=30.66×1.270.97×319.93=1254.88(cm²喷嘴出口高度： QUOTE=1254.883.14×1109×sin12.7°=844.45,取845mm喷嘴损失： =（1-0.97²）*89.114=5.266QUOTE×51.18=3.02KJ/kg喷嘴后的实际参数：h1=2456.18KJ/kg动叶进口汽流角和相对速度： 动叶进口汽流能量： 动叶理想比焓降： =0.32×14.36=41.936KJ/kg动叶理想比焓降： =41.936+14.36=56.30KJ/kg动叶出口汽流理想相对速度ω2t =335.57(m/s) (m/s) QUOTE×231.35=217.47(m/s动叶损失： =（1-0.94²）×56.30=6.236KJ/kg动叶出口理想参数： =2414.24KJ/kgP2t=0.0182MPa,V2t=7.5(m³/kg)动叶出口实际参数： =2420.48KJ/kg动叶出口高度： =845+4=849mm动叶出口面积和出口汽流角： QUOTE=30.66×1.39217.47=1959.94(cm² 动叶出口气流速度和出汽角： =153.79QUOTE=217.47×sin19.94°sin67.77°=80.14(m/s)余速损失： QUOTE=80.14²2000=11.8kJ/kg轮周有效焓降： =131.05-5.26-5.23-11.8=107.7kJ/kg轮周效率及校核：E0=119.23QUOTE67.43-3.21=64.13 QUOTE=174.113×(310.33×cos12.7°+80.14×cos67.77°)64.13=0.9043 叶高损失： QUOTE=1.6165×57.99=0.203kJ/kg轮周有效比焓降及轮周功率： =107.72-0.203=107.51kJ/kg =88.57×107.51=9522.92(kw)叶轮摩擦损失： =0.0728kJ/kg叶顶漏气损失：根据“叶顶漏气损失计算经验系数曲线“查的，围带厚度δz=1.5，μδ=0.3，Ψt=0.35，μt=0.934叶顶轴向间隙 =0.0091 QUOTE=0.3×0.35×0.00910.934×sin12.7°=0.270=0.095kJ/kg级有效比焓降： =107.314kJ/kg内功率： =504.93(kw)级内效率： =0.900第五章整机效率、整机功率的核算5.1整机效率核算=93.437+58.43+….+107.314=1204.017(kJ/kg)（6-1）=1204.017/1435=0.84（6-2）（6-3）所以整机效率校核有一定的误差。5.2整机功率的核算=9129.84+5462.1+….+9504.93=99004.91kw（6-4）=99004.91X0.995X0.985=97032.237kw（6-5）=(97032.327-100000)/100000=2.9%<3%（6-6）所以整机功率有一定的误差。

结论本次设计的汽机是一个100MW的高压凝汽式汽轮机，设计的相对内效率为86%，整机的进汽量是337.52（