25mw凝汽式汽轮机组热力设计.

毕业设计说明书

25MW凝汽式汽轮机组热力设计

陈淑婧 学生姓名： 学号：1227024207 中北大学（朔州校区） 学 院： 热能与动力工程 专 业： 张志香 指导教师：

2016年6月

30MW凝汽式汽轮机组热力设计

摘 要

本课题针对30MW凝汽式汽轮机组进行热力设计，在额定功率下确定汽轮机型式及参数，使其运行时具有较高的经济性，并考虑汽轮机的结构、系统、布置等方面的因素，以达到“节能降耗，保护环境”的目的。

本文首先对汽轮机进行了选型，对汽轮机总进汽量进行了计算、通流部分的选型、压力级比焓降分配及级数的确定、汽轮机级的热力计算、漏气量的计算与整机校核等。根据通流部分选型，确定排汽口数与末级叶片、配汽方式和调节级的选型，并进行各级比焓降分配与级数的确定；对各级进行热力计算，求出各级通流部分的几何尺寸，相对内效率，实际热力过程曲线。根据热力计算结果，修正各回热抽汽点压力达到符合实际热力过程曲线的要求，并修正回热系统的热力平衡计算，分析并确定汽轮机热力设计的基本参数。

关键词：汽轮机，凝汽式，热力系统，热力计算

Thermodynamic design of 30MW condensing steam turbine

Abstract

This topic for 30MW steam turbine unit for thermal design, seek appropriate turbine at rated power, to make it run with higher economic and to considered to steam turbine structure, system and arrangement and parts. So it can achieve \"energy saving, environmental protection\" purpose.

Determination of machine, firstly, the steam turbine for the selection of the turbine total inlet were calculated through flow part of the selection pressure enthalpy drop distribution and series, steam turbine thermodynamic calculation, the leakage amount of calculation and check. According to the through flow part of selection to determine the exhaust port number and the last stage blades of steam distribution mode and regulation level selection, and for different levels of specific enthalpy drop distribution and the series of levels with a thermodynamic calculation for at all levels through flow part of the geometry and relative internal efficiency, the actual thermodynamic process curve. According to the thermodynamic calculation results, correction of regenerative extraction steam pressure to conform to the actual thermodynamic process curve, and repair Thermodynamic equilibrium calculation, analysis and determination of the basic parameters of the thermal design of the turbine.

keywords:

steam

turbine,

condensing

type,

thermodynamic

system,

thermodynamic calculation

目 录

1 绪论 .............................................................................................................................. 1 2 汽轮机基本参数确定 .................................................................................................. 2 2.1原始数据 ...................................................................................................................... 2 2.2 汽轮机的基本参数确定 ............................................................................................. 2 3 汽轮机总进汽量的初步估算 ...................................................................................... 5 3.1 回热抽汽压力确定 ..................................................................................................... 5 3.2 热经济性初步计算 ..................................................................................................... 6 4 通流部分的选型 ........................................................................................................ 15 4.1 排汽口数与末级叶片 ............................................................................................... 15 4.2 配汽方式和调节级的选型 ....................................................................................... 15 4.3 压力级设计特点 ....................................................................................................... 18 5 压力级比焓降分配及级数的确定 .............................................................................. 20 5.1 蒸汽通道的合理形状 ............................................................................................... 20 5.2 各级平均直径的确定 ............................................................................................... 20 5.3 级数的确定与比焓降的分配 ................................................................................... 22 6 汽轮机级的热力计算 ................................................................................................ 25 6.1 叶型及其选择 ........................................................................................................... 25 6.2 级的热力计算 ........................................................................................................... 27 6.3级的详细计算 ............................................................................................................ 34 7 汽轮机漏汽量的计算与整机校核 ............................................................................ 37 7.1 阀杆漏汽量的计算 ................................................................................................... 37 7.2 轴封漏汽量的计算 ................................................................................................... 37 7.3 汽封直径的确定 ....................................................................................................... 38 7.4 整机校核 ................................................................................................................... 39 8 结论 ............................................................................................................................ 40 致谢 .................................................................................................................................. 41 参考文献 .......................................................................................................................... 42

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1 绪论

蒸汽轮机从1883年第一台实用性机组问世至今，已有100多年的历史[1]。汽轮机的发展经由单级冲动式汽轮机到多级冲动式汽轮机再到多级式汽轮机，汽轮机随着时代和科技的进步而进步。19世纪以来，在不断提高安全可靠性、耐用性和保证运行方便的基础上，汽轮机是通过增大单机功率和提高装置的热经济性来发展的，汽轮机的出现推动了电力工业的发展；20世纪初，电站汽轮机单机功率已达10MW；随着电力应用的日益广泛，美国纽约等大城市的电站尖峰负荷在20年代已接近1000MW，如果单机功率只有10MW，则需要装机近百台，因此20年代时单机功率就已增大到60MW，30年代初又出现了165MW和208MW的汽轮机；但是之后的经济衰退、第二次世界大战的爆发，使得汽轮机单机功率的增大处于停顿状态；50年代，随着战后经济的快速发展，电力需求突飞猛进，单机功率又开始不断增大，陆续出现了325～600MW的大型汽轮机；60年代制成了1000MW汽轮机；70年代，制成了1300MW汽轮机。但是机组过大又带来可靠性、可用率的降低，因而到90年代初，火力发电单机容量稳定在300～700MW。21世纪，为提高发电效率，我国对电厂机组实行“上大压小”。高参数大容量凝汽式机组成为火力发展不可抗拒的发展趋势。现在许多国家常用的单机功率为300～600MW。

近几年来，国家大力提倡节能减排[2]。这就需要在额定功率下寻求合适汽轮机，使运行时具有较高的经济性，在不同工况下工作时均有比较高的可靠性，满足经济性和可靠性要求的同时需要考虑到汽轮机的结构、系统、布置、成本、安装和维修以及零件等方面的因素，在确保汽轮机热力设计在适用性、可靠性和经济性的前提下，能达到“节能降耗，保护环境”的目的。而且汽轮机在计算机方面应用的广度与深度一直在更进一步的发展。已经大大减小了手工计算的负担，但我们目前仍与其他国家存在着一定的差距，遇与挑战，这就需要我们大胆创新，不断提高汽轮机在国际上的竞争力，加大研究高参数、高效率、高可靠性和自动化的汽轮机产品的力度，不断推动我国汽轮机的发展与进步。

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2 汽轮机基本参数确定

2.1原始数据

机型：25 MW凝汽式；

蒸汽初参数：p0=3.43MPa，t0=435℃； 凝汽器出口压力：pc=1.9kPa； 给水温度：tfw=160℃； 经济功率：Pc=12000kW； 汽轮机转速：3000r/min； 汽轮机内效率：0.8。 2.2 汽轮机的基本参数确定

（1）汽轮机功率

汽轮机额定功率也称铭牌功率，由国产发电用汽轮机功率系列（见表2.1）可知，本课题25MW汽轮机属于中压汽轮机。

表2.1 国产发电用汽轮机功率系列

汽轮机 低压汽轮机 型式 额定功率0.75 1.5 3 （MW） 6 12 25 50 100 125 200 300 600 ≥600 中压汽轮机 汽轮机 汽轮机 汽轮机 汽轮机 高压 超高压 亚临界 超临界 汽轮机设计时所依据的功率称为设计功率Pe，又称为经济功率，其大小由机组本身额定功率大小级运行时所承担负荷的变化而定。表2.2给出了国产汽轮机选用的设计功率与额定功率之比。

表2.2国产汽轮机不同额定功率的设计功率

额定功率 设计功率与额定75 功率之比 80 90 100 ≤6 12～25 50 ≥100 为了确保汽轮机在初参数下降或背压升高时仍能发出额定功率，在设计调节阀与喷嘴进汽能力及结构强度时，需要考虑适当的余量。因此，在正常的参数级提高

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初参数或降低背压时，汽轮机发出的功率可能大于额定值，此功率为最大功率。

（2）进汽参数 ①新蒸汽参数

汽轮机的新蒸汽参数是指主气门的蒸汽压力与温度，通常又称为初压、初温。我国对电站汽轮机采用按功率划分新蒸汽参数等级的产品系列，见表2.3。

表2.3国产汽轮机新蒸汽参数

额定功率0.75，1.5，3 （MW） 新蒸汽压力 1.27 （MPa） 新蒸汽温度 340 （℃） 435 535 535～550 535～550 3.43 8.82 12.7～13.23 16.1～16.66 6，12，25 50，100 125，200 300，600 ②排汽压力

凝汽式汽轮机的排汽压力要综合考虑汽轮机运行地点的气候条件，供水方式，末级叶片等因素。我国凝汽式汽轮机常用的排汽压力见表2.4。

表2.4 我国凝汽式汽轮机常用的排汽压力

冷却水温 10 ℃ 排汽压力 0.003~0.004 0.004~0.005 0.005~0.006 0.006~0.007 0.007~0.008 0.008~0.01 15 20 25 27 30 （MPa） ③汽轮机的转速

汽轮机转速由电网频率决定，我国电网频率为50HZ，故我国生产的汽轮机转速采用3000r/min。

④调节抽汽式汽轮机的抽汽压力[2]

调节抽汽式汽轮机除了能满足供电外，还能满足供热需要。调节抽汽式汽轮机的抽汽往往由热用户的需要决定。其抽汽压力一般综合用户要求和产品系列规范决定，表2.5 为国产调节抽汽式汽轮机常用抽汽压力。

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表2.5 国产调节抽汽式汽轮机常用抽汽压力[3]

额定抽汽压力 0.12 （MPa） 调整范围 0.07～0.25 0.40～0.70 0.80～1.30 1.00～1.60 0.50 1.00 1.30 ⑤给水温度与回热级数

通常给水温度选为初蒸汽压力下饱和温度的65%~75%较为经济，由文档[3]可知回热级数选4段，采用“两高、一低、一除氧”的形式。表2.6为不同回热级数和给水温度。

表2.6 不同回热级数和给水温度[4]

新汽压力MPa 新汽温度℃ 回热级数 给水温度℃ 2.35 390 1～3 105～150 3.43 435 3～5 150～170 8.82 535 6～7 210～230 12.74~13.23 16.17~16.66 535/535 7～8 220～250 535/535 7～8 245～270 23.5 565/565 8～9 270～300

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3 汽轮机总进汽量的初步估算

一般凝汽式汽轮机的总蒸汽量可由下式估算：

D03.6PelmD （t/h） （式3.1）

Htmgri

式中：m为考虑回热抽汽引起进汽量增加的系数，它与回热级数、给水温度、汽轮

机容量及参数有关，对中压机组m=1.08~1.15，高压机组m=1.18~1.15，背压式汽轮机m=1；

∆D为考虑阀杆漏汽和前轴封漏汽，并保证在初参数下降或背压升高时仍能发

出设计功率的蒸汽裕量，通常取∆D/D0 =3%~5%；

Pel为汽轮机发电机组出线端的电功率，kW； ∆Ht为汽轮机的理想比焓降，kJ/kg； η η

ri为汽轮机的相对内效率； m为汽轮机的机械效率；

ηg为发电机的效率； D0为汽轮机的进汽量，kg/h。

回热系统的热平衡初步计算在汽轮机进汽量估算及汽轮机近似热力过程曲线拟定以后进行。 3.1 回热抽汽压力确定

（1）除氧器的工作压力

给水温度tfw和回热级数zfw确定之后，根据机组的初参数和容量确定除氧器的工作压力。大气式除氧器的工作压力一般选择略高于大气压力即0.118MPa，高压除氧器的工作压力一般为0.343~0.588MPa，我国定压运行的高压除氧器压力为 0.588MPa。

（2）抽汽管中压力损失pe

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在进行热力计算时，要求pe不超过抽汽压力的10%，取pe=（0.04~0.08）pe，级间抽汽时取较大值，高中压排汽时取较小值[3]。

（3）表面式加热器出口传热端差t

一般无蒸汽冷却段的加热器取t=3～5℃，有蒸汽冷却段的加热器取t=－1～2℃。

（4）回热抽汽压力的确定

在确定了给水温度tfw，回热抽汽级数zfw，上端差t和抽汽管道压损pe等参数后，根据除氧器的工作压力，确定除氧器前的低压加热器数和除氧器后的高压加热器数，同时确定各级加热器的比焓升hw或温升tw，这样就确定了各级加热器的给水出口水温tw2。

（5）回热系统的热平衡初步估算

汽轮机回热系统热平衡计算的目的是确定汽轮机在设计工况下的汽耗量、各级回热抽汽量、汽轮机各级组蒸汽流量及汽轮机装置的热经济性。 3.2 热经济性初步计算

对25MW凝汽式汽轮机的回热系统进行热平衡估算。额定功率为Pr=25MW，因Pe/Pr=80%Pe=80%Pr0.825MW=20MW，新蒸汽压力p0=3.43MPa，凝结水泵压头pcp=1.18Mpa，射汽抽气耗汽量Dej=0.5 t/h，抽汽冷却器内蒸汽比焓降

hej=2302.7kJ/kg。

（1）近似热力过程曲线的拟定

在h-s图上根据新蒸汽压力p03.43MPa和新蒸汽温度t0=435℃确定汽轮机进汽状态点0（主汽阀前），并查出比焓h0=3304.2kJ/kg，设进汽机构的节流损失

'p0=0.04p0，得调节级前压力p0汽轮机级的理想比焓降Htp0p03.3MPa，

等于1176.9kJ/kg，汽轮机内效率为80%，有效比焓降Hi为1000.365kJ/kg，排汽比焓降为 2303.835 kJ/kg，h2t=2127.3kJ/kg。

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3.43MPa 3.3MPa

435℃

h0=3304.2kJ/kg 1000.365kJ/kg 12~15kJ/kg h2t=2127.3kJ/kg

图3.1 非再热凝汽式汽轮机近似热力过程曲线

（2）估算汽轮机的进汽量D0

考虑回热抽汽引起进汽量增加的系数，它与回热级数、给水温度、汽轮机容量及参数有关，对中压机组m=1.08~1.15，高压机组m=1.18~1.15，背压式汽轮机m=1取得m=1.12；取虑阀杆漏汽和前轴封漏汽，并保证在初参数下降或背压升高时仍能发出设计功率的蒸汽裕量，通常取∆D/D0 =3%~5%，在这里取3%，∆D=0.03D0 ；

另外取m=99.0%，g=97.5%，带入式3.1可得D0=86（t/h）。

蒸汽量D0包括前轴封漏气量Dl=1.000t/h，Dl待汽轮机通流部分有关尺寸确定后计算。

（3）抽汽压力确定

本课题汽轮机采用大气式除氧器，除氧器压力为0.118MPa，对应的饱和水温

'度 ted=104.25℃。考虑到调节抽汽随负荷变化的特点，为了维持所有工况下除氧器

定压运行，供给除氧器的回热抽汽压力一般比除氧器工作压力高0.2~0.3MPa[5]。

1176.9kJ/kg 0.0047MPa

hz=2303.835kJ/kg

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本机采用70%负荷以下时除氧器与H2高压加热器供汽源的运行方式，故除氧器的回热抽汽压力仅比除氧器工作压力高出0.024MPa。

根据给水温度tfw=160℃，可得H1高压加热器给水出口温度tw2=160℃，且除氧器出口水温twd=104.25℃，根据等温升（等比焓升）分配原则得H2高压加热器给

160104.255)℃，取为132.125；凝汽器压力对应下的饱和水水温tw2104.25(2温为16.7℃，同理的低压加热器的出口给水温度tw2，见表3.1。

表3.1 25MW凝汽式汽轮机加热器汽水参数

加加热器号 H1 H2 Hd H3 0.762 0.361 0.142 0.025 2996.7 2832.4 2703.4 2629.6 抽汽压力 抽汽比焓 压损 工作压力抽汽管加热器饱和水焓 温度te' (℃) (%) 8 8 17 8 (MPa) 0.701 0.333 0.118 0.023 165 137.125 104.25 63.475 (kJ/kg) 697.2 576.84 437.3 265.73 饱和水比出口端差 给水出口温度 给水出口比焓 pe (MPa) he (kJ/kg) pe/pep'e he' t (℃) tw2 (℃) 160 132.125 104.25 60.475 hw2 (kJ/kg) 675.5 555.46 437.3 253.169 5 5 0 3 '由各加热器的出口水温tw2和出口端差t得加热器疏水温度te查得te'tw2t。

对应的饱和压力Pe'（加热器的工作压力）。考虑抽气管压损后，确定各级回热抽气压力Pe。然后在拟定的近似热力过程曲线上求出各级回热抽汽比焓值he，如图3.2。

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h,kJ/kgo330032003100300029002280027002600c2500240023006.5S7.07.58.08.5S,kJ(kg˙℃)31h0=3304.23.432MPa435℃0.944MPa300℃h1=2996.70.361MPa185.4℃h2=2832.40.142MPa115.8℃hd=2703.440.025MPa71.1℃h3=2629.60.0019MPa16.7℃hc=2531.4

图3.2 汽轮机组的蒸汽热力膨胀过程线

（4）各级加热器回热抽汽量计算 ①H1高压加热器

Dl=1.000t/h，Dl1=0.77t/h，Dej=0.5t/h。则给水量为

DfwD0DlDl1Dej86.27(t/)h （式3.2）

式中：Dl为高压端轴封漏汽量，t/h；

Dl1为漏入H2高压加热器的轴封漏汽量，t/h；

Dej为射汽抽气器耗汽量，t/h。

由表3.1得给水出口比焓hw2=675.5kJ/kg，抽汽比焓hel=2996.7kJ/kg，饱和水比

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'焓hel=697.2kJ/kg，加热器进口水比焓hw1=555.46kJ/kg，一般加热效率h=0.98，因

此该级回热抽汽量为

'Del(helhel)hDfw(hw2hw1)DelDfw(hw2hw1)'(helhel)h5.194(t/h) （式3.3）

②除氧器

除氧器为混合式加热器，它的热平衡图如图3.3（a）。由表3.1可得

'hed=2703.4kJ/kg，hed=437.3kJ/kg。

列除氧器的热平衡方程式：

' （式3.4） Dedhed(DelDe2Dl1)he'2DewhwlDfwhed质量方程式：

DewDl1DedDelDe2Dfw （式3.5）

整理后得：2703.4Ded378.4Dw32830.853 （1） DedDw77.522 （2）

由（1）和（2）联立解得：除氧器抽汽量Ded为1.504t/h，凝结水量Dw为76.018t/h。 ③低压加热器

其热平衡见图3.3（b），查表3.1、3.2可得hw1=266.1kJ/kg，hw2=378.4kJ/kg，

he3=2629.6kJ/kg，he'3=390.2kJ/kg

回热抽汽量De3为：

De3Dwhw2hw1378.4266.176.0183.98（t/h）（式3.6）

(he3he'3)h(2629.6390.2)0.98第 10 页 共 43 页

图3.3（a）加热器热平衡图 （b）除氧器器热平衡图

（5）流经汽轮机各级组的蒸汽流量和内功率计算

调节级（双列）：查表3.1、3.3可得：D0=86t/h，h0=3304.2kJ/kg，

h2hl=3098.1kJ/kg，

Pi0D0(h0h2)86(3304.23098.1)4924(kW) （式3.7）

3.63.6第一级组：已知Dl=1.000t/h，hel=2996.7kJ/kg，D1D0Dl86185（t/h） Pi1D1hlhel3098.12996.7852394（kW） （式3.8） 3.63.6其它级计算方法与第一级组相同。 整机内功率：

PiPij49242394322706182921336121550（kW）

j06（6）汽轮机的热经济性计算

机械损失：PmP (10.99)216(kW) （式3.9）i(1m)21550汽轮机轴端功率： （式3.10） PaP21621334（kW）iPm21550发电机功率：P （式3.11） 0.97520800.65（kW）ePag21334由此可见，符合设计工况Pe=20000kW的要求，说明原估计的蒸汽量D0正确。

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若功率达不到设计要求，则需修正蒸汽量D0并重新进行计算，直到达到为止。

D0103汽耗量：d 4.134kg/(kWh) （式3.12）

Pe不抽汽时（回热抽汽停用）估计汽耗量：d'3.725kg/(kWh) 汽轮机的汽耗率：hfw675.2kJ/kg

.2675.2)10868kJ/(kWh) q4.134(3304汽轮机的绝对电效率：el36003600100%100%33.13% q10868表3.2 各级加热器回热抽气量的计算数据

给水量Dfw 凝结水量Dcw 实际抽气量Dei 计算抽气量Dei 上级加热器疏水相当量De(i1)e 上级加热器漏气相当量Dl(i1)e '单位 t/h t/h t/h t/h t/h t/h

H1 86.27 5.194 H2 2.784 3.957 0.313 0.86 Hd 76.018 1.504 表3.3 流经汽轮机各级组的蒸汽流量及其内功率计算数据 第一级 蒸汽流量D t/h 内功率49923.5 2394 32 2760 18 2921 3361 86 85 79.806 77.022 75.518 71.628 67.601 21550 调节级 组 组 组 组 组 组 率 第二级第三级第四级第五级第六级整机内功第 12 页 共 43 页

Pi kW 表3.4 25MW凝汽式汽轮机热平衡计算数据

汽轮机初压 汽轮机初温 汽轮机初比焓 工作转N 速 冷却水温 汽轮机背压 抽气冷却器出口水温 凝结水泵压头 r/min 3000 量 流入蒸汽器℃ 15 蒸汽量 凝汽器出口MPa 0.0049/0.0047 水温 P0 射汽抽气器MPa 3.43 汽耗量 射汽抽气式℃ 435 比焓量 汽轮机总进kJ/kg 3304.2 汽量 前轴封漏汽Δhcj kJ/kg 2302.7 ΔDcj t/h 0.5 t0 h0 D0 t/h 86 Dl t/h 1 tcl Dc t/h 67.601 pc'/pc tc ℃ 31.80 tej ℃ 34.80 给水泵压头 Pfp MPa 6.27 pcp MPa 1.18 表3.5 热平衡计算数据

加热器 抽汽压力 加热抽汽 抽汽比焓 加热器压力 凝结给水 MPa kJ/kg MPa ℃ H1 0.745 2996.7 0.701 1.17 H2 0.361 2832.4 0.333 132.42 Hd 0.142 2703.4 0.118 104.25 Pei hei Pel' tei' pe'下饱和水温 第 13 页 共 43 页

pe'下饱和水比焓 1kg蒸汽的放热量 被加热的凝结水量 加热器进口水温 加热器进口水比焓 加热器出口端差 出口水温 出口水比焓 给水比焓量 hei' he Dw twl hwl kJ/kg kJ/kg t/h ℃ kJ/kg ℃ ℃ kJ/kg kJ/kg 693.6 2303.1 86.270 132.125 555.46 5 160 675.5 135.9 556.6 2275.8 86.270 104.25 437.3 5 132.125 555.46 102.3 437.0 2266.4 76.018 60.475 253.169 0 104.25 437.3 58.6 t tw2 hw2 hw 计算抽汽量 抽汽量 实际抽汽量 Dei' t/h 5.194 3.957 1.967 Del t/h 5.194 2.784 1.504 表3.6 汽机装置的热力特性数据

排汽比焓 等比熵排汽比焓 汽轮机内效率 hz kJ/kg kJ/kg 2297.9 2127.3 发电效率 给水温度 g tfw % ℃ 97.5 160 h2t ri % 80 给水比焓 hfw kJ/kg 675.5 回热系统热平衡初步计算所得的抽汽压力与压力级比焓降分配后所确定的各级压力往往不能完全吻合，必须进行调整，通常需反复几次。表格中所有数据为已经过调整后确定的热平衡计算数据。

通过回热系统热平衡计算可得机组的热经济性，当机组的效率、级数、抽汽点位置和回热系统布置有变化时，系统的热平衡及机组的热经济性发生相应变化，必须重新计算。

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4 通流部分的选型

4.1 排汽口数与末级叶片

凝汽式汽轮机的汽缸数目与排汽口数都根据功率和单排汽口凝汽式汽轮机的极限功率共同确定的。当汽轮机的功率大于单排汽口凝汽式汽轮机的工作极限时，采用多缸和多排汽口。

若转速和初始参数一定，则排汽口数主要取决于末级通道的排汽面积。末级通道的排汽面积需要对末级长叶片特性、材料、强度、汽轮机背压、末级余速损失大小及制造成本等因素进行综合比较后才能确定，通常可按下式估算排汽面积。

Ab2Pe1 （式4.1）

3162pc式中：Pe1为机组电功率，kW；

pc为汽轮机排汽压力，kPa。

汽缸数增加，轴承数也增加，机组的总长度会增长，远离推力轴承的汽缸，转子和静子的热膨胀差值也相应增大，这既增加了机组的造价又不利于机组的安全经济运行。为了减少汽缸数，采用高、中压部分汽缸和较先进的低压长叶片两方法[6]。

根据总体设计决定排汽口数时要尽量在已有的叶片系列中选择与排汽面积相近的末级叶片或一组叶片，并续进行蒸汽弯曲应力的校核。新设计的末级叶片一般

x应使径高比vd/l2.5，轴向排汽速度Cza≦300m/s。

4.2 配汽方式和调节级的选型

电站用汽轮机的配汽方式又称调节方式，同机组运行要求密切相关。常有喷嘴配汽、节流配汽、变压配汽和旁通配汽四种。喷嘴配汽是绝大多数国产汽轮机所采用的配汽方式。采用喷嘴配汽汽轮机，其蒸汽流量的改变主要是有改变第一级喷嘴的工作面积实现的，所以该机的第一级又称调节级。调节级各喷嘴组的通道面积及通过其内的蒸汽流量是不一定相同的。调节级的形式与参数的选择在热力设计中相当重要，与机组容量大小、运行方式等因素有关。

（1）调节级选型

现常用的调节级有单列级与双列级两种。主要依据设计工况下调节理想的比焓

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降的大小来决定其形式。两种调节级的主要特点是[7]：

①双列级一般能承担较大的理想比焓降，约为160~500kJ/kg；单列级能承担的理想焓降比较小，为70~125kJ/kg。

②双列级的效率和整机效率都比较低，在变工况时其级效率变化比单列级小；单列级在设计工况下效率较高，在变工况时级效率变化较大。

③采用单列级的汽轮机级数多，费用高。采用双列级的汽轮机级数少，结构紧凑，且由于其调节级低的蒸汽压力与温度下降较多，故除调节级、喷嘴等部件用较好的材料外，汽缸与转子的材料等级可适当降低，从而可降低机组造价，提高机组运行的可靠性。

因此，在电网中承担尖峰负荷时，对参数不高的中小型汽轮机宜采用双列级。如国产100MW以下的汽轮机绝大多数采用双列级，对于在电网中承担基本负荷的高参数、大容量汽轮机，则最好采用单列级。

（2）理想比焓降的选择 ①理想比焓降

目前国产汽轮机调节级理想比焓降选取范围已经叙述过了，单列级在75~125kJ/kg，双列级在160~500kJ/kg，功率较大者选取较小值。

选择设计工况下调节级理想比焓降时，还要考虑工况变动后的一些因素[8]。如为了保证一定的给水温度，调节级后压力到第一级回热抽汽压力之间的比焓降需要在保证压力级的平均直径平滑变化时的条件下，分为整数级。当第一级抽汽位于调节级后时，调节级后压力需要根据给水温度进行选取。 ②选择调节级速比Xa/Ca

选取适当的速度比是为了保证调节级的级效率，级效率与选择的调节级形式有关。通常单列调节级速比选择范围Xa=0.35~0.44，双列级速比选择的范围在

Xa=0.22~0.28。低的度和小的部分进汽度对应较低的速度比[9]。

③选择调节级度

为了提高调节级的级效率，所以一般调节级都带有一定的度。由于调节级为部分进汽级，故为了减少漏汽损失其度不宜选的过大。双列调节级各列叶栅度之和Ωm=Ωb+Ωg+Ωb，一般在13%~20%之间，当压力比<0.4时，

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'

Ωm 可在0.14~0.25之间选取。度的分配以各列叶栅通道光滑变化为原则，

大小由调节级各列叶栅的出口面积予以保证[10]。表4.1为双列级各列叶栅的面积比，经过了实验证明的具有较高级效率。

表4.1 双列级各列叶栅的面积比

第一列动叶出口理想比焓降 压力比 面积比 导叶出口面积比 面积比 Ag/An 2.35~2.50 2.40~2.60 AB’/An 3.40~3.80 3.45~3.80 第二列动叶出口ht（kJ/kg） <20 210~299  <0.55 0.35~0.55 Ab/An 1.50~1.55 1.53~1.59 （3）选择调节级几何参数 ①选择调节级平均直径

选择调节级的平均直径时通常要考虑制造工艺。一般范围选取为中低压汽轮机取dm=1000~1200mm，高压汽轮机取dm=900~1100mm；单列级选取较大理想比焓降是可取上线值；故选dm=1100mm。

②调节级的叶形及几何特性

调节级的叶型，特别是双列调节级的叶型，通常成组配套使用。苏字叶型是国产汽轮机调节级最常用的叶型组合。表4.2为常用的苏字双列调节级叶型的基本数据。

表4.2 苏字双列调节级叶型

项目 喷嘴 第一列动叶 导叶 第二列动叶 喷嘴 第一列动叶 导叶 型线 TC-1A TP-0A TP-2A TP-4A TC-1 TP-2 TP-3A 出口角范围 11~14 14~16 19~22 29~31 14~17 17~20 23~25 进口角范围 20~30 25~40 45~60 20~28 30~45 相对节距 0.70~0.75 0.67~0.72 0.59~0. 0.50~0.56 0.70~0.75 0.60~0.65 0.56~0.63 相对面积比 1.00 1.47~1.55 2.45~2.60 2.50~3.80 1.00 1.45~1.50 2.35~2.45 第 17 页 共 43 页

第二列动叶 TP-5A 31~34 45~60 0.50~0.56 3.10~3.80 4.3 压力级设计特点

压力级一般是指调节级后的各非调节级。当调节级选定后，压力级前后的压力及理想比焓降也就确定[11]。根据蒸汽容积流量在汽轮机各级中变化的大小，可将压力级分为三个级组：高压级组、中压级组、低压级组。

（1）高压级组

高压级组中蒸汽的容积流量及其变化都较小，级组通流部分的高度不大，几何尺寸变化缓慢，其各级的能量损失中叶高损失所占比例较大。通常采用较小的平均直径dm和较小的喷嘴出口角1（11°~14°）是为了减少叶高损失。有的级采用部分进汽是为了使叶高 Ln不小于12~20mm。

对大容量机组而言，为了保证必要的高度和强度，往往高压隔板和喷嘴会比较厚，这就导致喷嘴相对高度较小，端部损失较大。为了增加叶栅高度，我国汽轮机的制造通过配加强筋来满足叶栅刚度与强度的要求。

（2）中压级组

中压级组工作在过热蒸汽区，不会产生湿汽损失，当蒸汽流过高压级组时膨胀容积流量较大，导致各级叶高损失和漏汽损失变小，级组中各级效率较高，易设计成为有合适高度和光滑变化的通道形状。

通常设计多级冲动式汽轮机，选取高、中压非调节级的速比为Xa=0.46~0.50；为了保证设计工况下的叶片根部不吸汽不漏汽，通常选根部度Ωr=3%~5%。

（3）低压级组

低压级组指的是包括最末级在内的几个压力级。为了能够适应蒸汽流量急剧增大的要求，需同时放大低压级组的叶高和平均直径。该级设计需考虑的主要因素时，力求将叶高控制在合理范围，尽量时通道形状保持光滑变化。通常采用下列措施保证通道的光滑变化：

① 逐级提高平均直径处的度[12]。当根部度为0~5%时末级平均度可达30%~50%或更大。

② 加大喷嘴与动叶的出口角。末级喷嘴出口角可达18°~20°。

③ 选用较大的速度比。一般的冲动式汽轮机速度比Xa可在0.48~0.52范围内

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选取，有时末级速度比可达0.6[13]。

低压级组一般是在湿蒸汽区进行工作，为减少湿气损失和其给叶片带来的水湿破坏，这就要求非中间再热式汽轮机最终的蒸汽湿度不能超过12%。同时在设计时设置去湿装置和相应的去湿措施是非常有必要的。

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5 压力级比焓降分配及级数的确定

5.1 蒸汽通道的合理形状

冲动式汽轮机常用的蒸汽通道形状有三种：等根径、根径增大、根径减小。 （1）等根径指的是蒸汽通道形状的根部直径相等

整段转子最宜采用这种通道，其各级转子的平均直径是逐渐增加的，国产高参数汽轮机的高压转子及大功率中间再热汽轮机的中压转子都是等根径的；背压式汽轮机由于排汽压力较高，容积流量变化较小，其通道形状通常也设计成等径的[14]。

（2）根径增大指的是蒸汽通道形状的根部逐渐增大

这种通道形状能够令高压级叶片加长，低压级叶片减短，充分满足容积流量增加较快的要求，主要应用于套装叶轮的转子和低压焊接的转子。为控制低压部分由于叶片顶部扩张严重而导致的流动损失，一般应是顶部扩张角不超过40°。

（3）根径减小指的是蒸汽通道形状的根部逐渐减小

通道形状的平均直径虽然还在逐步增加，但它的根部直径却是在逐渐减小，这部分叶片根部流动条件较差，并且仅在低压部分采用。

由于蒸汽流过汽轮机各级时的容积流量变化程度不相同，因此上述几种情况的组合通常为整台汽轮机的蒸汽通道形状。 5.2 各级平均直径的确定

各级要有合适的速比Xa是压力级中比焓降分配的主要依据，也是为了使通道形状光滑变化能够达到较高的能效率。所以除了考虑各级直径通道的光滑性选取外，还要考虑其通用性。其中第一压力级平均直径影响较大。

（1）第一压力级平均直径的估取

第一压力级的平均直径的估取根据的事调节级和末级的平均直径。由于调节级的部分进汽在工况变动时是变化的，与第一压力级的进汽不同，因此两级平均直径是不同的，一般两级平均直径之差不小于50~100mm。对于单缸汽轮机，它的首末两级平均直径之比大于等于0.46~0.6，所以末级为通用叶型级可用第一压力级的平均直径来估取末级直径。

第一压力级的末级直径按下式进行估算

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dm60GV1tXa （式5.1） 2lne1msin1 式5.1可根据喷嘴的流量方程，速度与速度比关系推导得出。用下面简化公式也可以进行平均直径估算

dmdm''60Xa44.72ht8Xaht （式5.2） nn0.284Xaht0.2840.4500.8m（查单列级速度比Xa=0.35~0.44，取Xa=0.40；ht50kJ/kg） 式中：G为通过第一压力级的蒸汽流量，kg/s；

n为汽轮机转速；

ht为级理想比焓降； Xa为第一压力级速度比；

ln为第一压力级喷嘴高度，估取时ln>0.012~0.02；

m为第一压力级平均度；

Un为喷嘴流量系数，过热取通常取 0.97；

e为第一压力级部分进汽，尽量使e=1需与叶高ln相应估取；

1为第一压力级喷嘴出口角；V1t第一压力级喷嘴出口理想比熔m2/kg。 （2）凝汽式汽轮机末级直径的估算

当末级不为通用级时，最后一级的平均直径可用下式估算：

dzmGcV22000ghtsin2GcV2ghtmacsin2 （式5.3）

18.8301011400.021000.3653m（查表得，GcDc=67.601t/h =18.8kg/s，=0.015~0.025，取=0.02，2=90，

=10，查h-s图得V2=30 m2/kg，htmac=1000.365kJ/kg）

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式中：Gc为通过末级的蒸汽流量kJ/kg；

2为末级动叶出汽角，一般取90；

z为末级余速损失系数htmachc2，一般=0.015~0.025；

V2为末级动叶排汽比容m3/kg；

22 为末级径高比，dm，对于小功率汽轮机尽量使≧8~12，因避免采/lb用扭叶片，大容量机组可取较小值，但一般>2.5~3。

（3）确定压力级平均直径的变化

根据前面描述的蒸汽通道形状来确定压力级平均直径的变化规律。一般采用作图法（如图5.1）：横坐标上任取长度为a的线段BD(一般为25cm)来表示第一压力级至末级动叶中心之轴向距离。在BD两端分别按比例画出第一压力级与末级的

'zdmdm0.830.08m,CD=0.3m.平均直径值如图中的AB与CD，一般AB=

10101010根据所选的通道形状，用光滑曲线将A、C连接起来，AC曲线即为压力级各直径的变化规律[3]。

m-1 C

1 A

2 3 B

1

2

3

m-1

D

图5.1 压力级平均直径变化规律

5.3 级数的确定与比焓降的分配

（1）级数的确定

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①图中压力级的平均直径dm将BD线段分为m等份（m>5），量出图中各段长度，求出平均直径：

dmAB（11）（22）CD10m10.080.10.150.180.250.310 （式5.4）

511.8m②压力级理想比焓降ht可由下式确定为：

2dm1.82 ht12.337212.3372249.82kJ/kg （式5.5）

0.4Xa③压力级组的级数可由下式求得（结果取整）：

htp(1a)1176.9(10.05) Z 5 （式5.6）

ht249.82式中：htp为压力级理想比焓降，取1176.9kJ/kg；

a为重热系数，取0.05。

重热系数a一般通过估取，凝汽式汽轮机取a0.03~0.08，等级数确定后，用

'K(1ri)Htpz11176.90.15(10.85)0.05来校核。 z419（2）比焓降的分配 ①求取各级平均直径

求得压力级级数后，再将图中线段BD重新分为（Z-1）等份，在原拟定的平均直径变化曲线 AC 上求出各级的平均直径。 ②分配各级比焓降

相应的速度比是根据求出的各级平均直径来选取的，然后根据式5.5求出各级的理想比焓降是为了方便比较与修正，将上述参数进行整理，如表5.1。

表 5.1 各级比焓降的分配

级 平均直径 速度比 号 dm Xa 1 0.8 0.4 2 1 0.41 ... 1.5 1.8 2.5 0.42 0.43 0.435 Z 3 0.44 总和 第 23 页 共 43 页

计算理想比焓降 ht 49.348 73.39 100.71 216.18 407.48 573.52 1420.628 ③各级比焓降的修正

必须对分配的比焓降进行修正的情况是在拟定的热力过程曲线上逐级作出各

z'级理想比焓降ht,当最后一级背压p2与排汽压力pc不能重合。

在拟定的热力过程曲线上，将经过修正后的各级比焓降ht进行分配，然后找出各级所对应的回热抽汽压力。将此抽汽压力与回热系统计算所得的抽汽点压力相比较，看是否相等。一般难以完全吻合，需要进行适当的调整。调整时注意：除氧器前一级的抽汽压力不能过高，否则易引起给水在除氧器内的自沸腾；除氧器的额定抽汽压力应大小其抽汽压力，以免负荷变化，不能保证其正常工作；满足给水温度要求。

调整好抽汽压力后，为了最后确定各级抽汽量和汽轮机各级组的蒸汽量，还需对回热系统重新计算。

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6 汽轮机级的热力计算

当确定汽轮机各级的蒸汽流量和理想比焓降后，方可对各级进行详细的热力计算，来确定级通流部分的主要尺寸、级效率、热力参数和内功率。

级热力计算的方法有两种，分别是速度三角形法和模拟法。一般国内采用速度三角形法，它以均匀一元流动理论作为理论基础，以平面叶栅的静吹分试验为依据，将平均直径截面上的参数视为整个级的热力参数，通过基本方程和速度三角形确定级通流部分的主要尺寸以及内功率和级效率[15]。 6.1 叶型及其选择

（1）叶片型线图及特性曲线

叶栅中叶片的横截面形状称为叶型，其周线称为型线[16]。图6.1为汽轮机叶栅参示图。

图6.1 汽轮机叶栅参示图

（2）选择叶型和有关几何参数 ①叶型的选择

气流在其出口处马赫数的Macfc大小是喷嘴和动叶叶片型线的选择依据。单

列级大多数工作与亚音速范围，选择带字母”A”的亚音速叶栅是较为合适的。

不同的叶型有其相应的最佳出口角。出口角较小的叶栅适用于容积流量较小的级，这样才能保证该级的叶片高度；出口角较大的叶栅适用于容积流量最大的级，这样才能保证叶片高度增加过快。

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②叶片宽度和弦长的选择

在选择喷嘴和动叶叶片宽度bn、bb时，必须满足叶片强度的要求。叶片宽度过大或过小将会造成材料的浪费或引起叶片的断裂。根据叶片的制造工艺和通用性的要求，通常一种叶型仅生产几档宽度供选择使用。所以需根据叶片长度估算，选取某一档叶片宽度Bn1、Bb以及安装角y、y.当叶片宽度与安装角确定之后，叶片的弦长bn、bb也就确定了。

③相对节距和叶片数的确定

选取喷嘴和动叶出口角1、2的同时还需要对相对节距进行选择。一定的叶型对应有最佳的相对节距范围，所以在选取相对节距时应在最佳范围内选取。 将叶栅的各项几何参数选定后，可根据dn和db来确定喷嘴与动叶的叶片数，

zndnetn,zbdbtb, 然后进行取整。然而从叶片强度考虑来考虑，通常叶片数为偶

数。

④气流出口角的选择

喷嘴和动叶气流出口角1、2对叶栅的做功大小、通流能力、效率高低都有较大关系。根据级蒸汽容积流量的大小进行级的热力设计时，通常在下列范围内考虑选择出口角：高中压级 111~14，双列级113~15，其后各列叶栅的出口

'角选择范围为：21(3~5),1'2(5~10),21'(7~8)。

当喷嘴出口气流速度超过音速时，气流在斜切部分继续膨胀，气流方向发生偏转，此时出汽角为[17]

1k12k1(k1)k1k11(11)sinsin1 （式6.1） 1k1nk1nk式中：1为喷嘴出汽角，通常可认为与喷嘴出口几何角1g相等；

1为气流在喷嘴出口的偏转角；

k为定熵指数，过热蒸汽k1.3，饱和蒸汽k≈1.035+0.1x（x为蒸汽干度）；

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**（p1为喷嘴前滞止压力，p1为喷嘴后压力）。 n为喷嘴压力比，np1/p0当动叶内气流速度出现超音速时，气流在动叶内也产生偏转，其出汽角为

1k12k1k1(k1)k11(22)sinsin2 （式6.2） 1k1bk1bk式中：2为汽流在动叶出口的偏转角；

2动叶出口角，常认为与动叶出口几何角相等；

**（p1为喷嘴前滞止压力，p1为喷嘴后压力） b为动叶压力比，bp2/p16.2 级的热力计算

级的热力计算大致过程如下[18]：

①依据喷嘴压力比和容积流量，选择型线、叶片数Zn、节距tn、叶片宽度Bn、级出口角1；

②算喷嘴出口汽流速度，通过连续方程算喷嘴出口面积An和叶片高度ln ； ③依据喷嘴高度确定动叶高度lb ，后用连续方程计算动叶出口角2，选定叶片宽度Bb、动叶型线、叶片数zb；

④校核无限长叶片的轮周效率，检查计算的正确性；

⑤计算各项能量损失，终确定该级所能达到的级效率和内功率。 （1） 计算出口面积和级叶片高度 ①喷嘴出口汽流速度及喷嘴损失

喷嘴中理想比焓降 hn(1m)ht （式6.3）

2c0初速动能 hc0 （式6.4）

2000式中：c0为进入喷嘴的蒸汽余速，m/s。

*滞止理想比焓降 hn hnhc0 （式6.5）

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*喷嘴出口汽流理想速度 c1t44.72h0 （式6.6）

喷嘴出口汽流实际速度 c1c1t （式6.7） 式中：为喷嘴速度系数。

②喷嘴出口面积

1）ncr时喷嘴工作于亚音速区，采用渐缩喷嘴，喷嘴出口面积An（cm2）为

AnGV1t104 （式6.8） nc1tkkp crcr2k1/(k1)k1 *p0式中：cr为临界压力比，仅与蒸汽性质有关cr=0.6；

* p0为喷嘴前汽流滞止压力，MPa；

p1为喷嘴后气流压力，MPa； pcr为喷嘴临界压力，MPa； G为通过喷嘴的蒸汽流量，kg/s； V1t为喷嘴出口汽流理想比容，m3/kg； n喷嘴流量系数。

2）0.4ncr时喷嘴出口汽流速度应大于音速，宜采用渐缩喷嘴，但是汽流在喷嘴出口产生偏转，喷嘴出口面积（喷嘴喉部面积）常用下式计算

AnAcrG0.08p/v*0*0 （式6.9）

3）n0.3~0.4时喷嘴须采用缩放形式，其出口面积的计算公式为式6.9。 ③喷嘴出口高度

根据喷嘴压力比和蒸汽容积流量选择喷嘴型线、弦长bn、叶片宽度Bn、 叶片数zn、相对节距tn和喷嘴出口角1，可计算出喷嘴叶片高度ln：

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lnAnv1tAn （式6.10） zntnc1tsin1zntnsin1当部分进汽度e<1时，需要采用作图法确定最有利的叶片高度，设若干各叶片高度ln，算出相应的部分进汽度e，然后分别计算处叶高损失ht和部分进汽损失he，然后按比例同画在以ln为横坐标的图上，两条损失曲线的交点所对应的叶高即为最有利的叶片高度。同样也可采用数学中求导的方法求最有利叶片高度。 ④动叶进出口速度及能量损失

动叶中理想比焓降 hbmht kJ/kg （式6.11）

1n动叶进口汽流方向 1tac1sin1 （式6.12）

c1cos2动叶进口汽流速度 w1c1sin1 m/s （式6.13） sin1动叶进口速度动能 hw1w12/200 0 kJ/kg （式6.14）

*动叶滞止比焓降 hb hbhw1 kJ/kg （式6.15）*动叶出口理想速度 w2t44.72hb m/s （式6.16）

动叶汽流实际速度 w2w2t m/s （式6.17） 式中：为动叶速度系数。

动叶出口绝对速度的方向与大小（见图6.2）

图6.2 动叶进出口速度三角形

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1n 2taw2sin2 （式6.18）

w2cos2c2w2sin2 m/s （式6.19）

sin2*动叶损失 hbs(12)hb kJ/kg （式6.20） 2c2余速损失 hc2 kJ/kg kJ/kg （式6.21）

2000 ⑤动叶出口面积

动叶一般采取渐缩通道，其通道出口面积Ab的计算方法与喷嘴相同：

AbG2G2104或Ab104 cm2 （式6.22） bw2tw2式中：G为通过动叶的蒸汽流量，通常取喷嘴中的流量值，而将叶顶漏汽作为叶顶

漏汽损失予以考虑；

、2分别为动叶的理想比容和实际比容。

汽轮机制造厂常用上述第二式计算动叶出口面积。 ⑥动叶高度

*根据动叶压力比bp2/p1，选择动叶型线、叶片宽度Bb、弦长db、相对节距

tb，确定动叶个数zb，然后选择2就可以通过lblb 。

Ab计算出动叶出口高度

edbsin2 当容积流量较小时，则认为动叶出口高度相等即lb'lb，此时往往可通过确定动叶进口高度确定动叶出口高度，然后用上式计算动叶出口角2。

'动叶进口高度lb'可通过喷嘴出口高度来确定，lbln式中为动叶高度，

rt，r为叶根高度，t为叶顶高度，可根据经验从所推荐的范围内选取。

当容积流量较大时，lb比lb'大得多时，只能将动叶顶部与根部设计成倾斜形。此时要求倾斜角12~15。

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双列级导叶与第二列动叶通道的主要尺寸确定方法与动叶中所述相同。

（2）度与损失系数的选择 ①度

保证叶片根部动静叶轴向间隙中不吸汽、不漏汽是度选择原则。一般根部度r应在0.03~0.05范围内。

度的选择方式有两种[18]

1）选定一个合适的根部度r，估取动叶高度，然后用下式确定相应的平均直径处的度[18]

m1(1r)(dblb) （式6.23） db 2）估取一平均度m，待级热力计算后再校核根部度[18]。

②速度系数和

喷嘴的速度系数和动叶的速度系数的选择主要是和叶片高度、压力比、叶型、通道的粗糙度及进出口角等因素有关，还和度有很大的关系。一般

=0.85~0.95，=0.92~0.98。

速度系数由喷嘴与动叶的能量系数来计算：1n,1b。可通过叶型的气动特性曲线查出喷嘴与动叶的能量系数n(b)，因为其与进汽角、马赫数、节距等因素有关。

在进行渐缩通道热力计算时为计算简便，通常将与叶片高度有关的静、动叶端部损失提取出来，作为叶高损失用经验公式进行单独计算，所以喷嘴的速度系数常取为常数，即=0.97。

③流量系数n和b

一般通过实验获得喷嘴和动叶的流量系数n和b，其大小与蒸汽性质、比容、汽流在通道内的损失和流道进出口角等因素有关。

④余速利用系数

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相邻两级的部分进汽度相同，轴向间隙较小，平均直径变化不大是上级余速动能可被下级利用的条件。此时上级余速动能可被下级完全利用，即02=1.

（3）级效率与内效率 ①轮周功与轮周功率 无限长叶片轮周有效比焓降为

'huhc0hthnhbhc2 kJ/kg （式6.23）

'轮周效率 nhu （式6.24） E0hu （式6.24a） E0' n式中：E0hc0ht2hc2 （式6.25）

单位质量蒸汽对动叶所做的功为 w或 w1000(c1cos1c2cos2) kJ/kg （式6.26）

'(c1cos1c2cos2c1'cos1'c'2cos2) （式6.26a）

1000上述式子中计算所得的轮周效率应相等，不过常存在误差。其误差要求为

100%1%，若1%说明前面计算有误，需重新计算。

叶高损失 hla'h kJ/kg （式6.27） ln式中：a为经验系数，通常a=1.2，若将扇形损失一起计算可取a=1.6。

'轮轴有效比焓降 hh hl kJ/kg （式6.28）

轮周效率 hE0 （式6.29）

②级后各项能量损失

级后各项能量损失目前尚难以用完全分析方法进行计算，依据不同的实验条件，会得出不同的计算公式。下面仅介绍国内只要汽轮机制造厂家在设计时常用的一种计算公式。

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lb2扇形损失 h0.72E0 kJ/kg （式6.30）

db1.07db()100叶轮摩擦损失 hf kJ/kg （式6.31） G式中：db为动叶平均直径，m。

双列级的叶轮摩擦损失为式6.31计算结果的两倍。 隔板漏汽损失 hpdppAnzp kJ/kg （式6.32）

式中：dp为隔板汽封平均直径，cm； p为隔板汽封间隙，cm； zp为隔板汽封齿数； An为喷嘴出口面积，cm2。

叶顶漏汽损失 htthu kJ/kg （式6.33）

tsin2式中：为与叶顶轴向间隙z和围带边厚度有关的经验系数； t为叶顶轴向间隙及速度比有关的经验系数； t为与度m径高比有关的经验系数。

及叶顶漏汽损失常用半经验公式计算：

hE0 kJ/kg （式6.34） 式中：为级漏汽能量损失系数。

部分进汽损失he仅在部分进汽级中产生，常用的半经验公式 heE0uu2ez ()ke()(1ek)ke'k kJ/kg （式6.35）

eaca2db式中：ek为加护罩部分的弧长； zk为喷嘴组数；

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ke为经验系数，单列级ke=0.15，双列级ke=0.55； k'e为经验系数，单列级k'e=0.012，双列级k'e=0.016； ca为级假想速度，ca44.72ht*，m/s。

湿汽损失hz仅产生于湿蒸汽区工业的汽轮机级，常用下式计算：

xx hz102hu kJ/kg （式6.36）

2式中：x0为级前蒸汽干度； x2为级后蒸汽干度。

③级效率及内效率 级的有效比焓降

hihuhhfhphhehx kJ/kg （式6.37） 级效率 ihi （式6.38） E0hi来计算级效率。 ht汽轮机生产常用i级内功率 pihiG kW （式6.39） 6.3级的详细计算

鉴于篇幅有限，对调节级进行详细热力计算后，计算步骤省略，计算结果如表6.1所示。

表6.1 调节级详细计算结果

项目 符号 单位 喷嘴 动叶 蒸汽流量 喷嘴平均直径 级前压力 级前温度/干度 G dn p0 t0/x0 kg/s mm MPa ℃ 23.9 1150 0.0955 433.1 23.9 1150 0.0955 433.1 第 34 页 共 43 页

级前速度 级前比焓值 圆周速度 理想比焓降 理想速度 假想速比 进口蒸汽压力 进口蒸汽温度 进口蒸汽比焓 度 滞止比焓降 进口汽流速度 速度系数 出口实际速度 叶栅损失 压损后压力 喷嘴出口理想比体积 出口面积 出汽角 高度 部分进汽度 余速损失 C0 m/s kJ/kg m/s kJ/kg m/s MPa ℃ kJ/kg ％ kJ/kg m/s m/s kJ/kg MPa m3/kg m2 ° mm kJ/kg 0 4594 181 280 748.3 0.24 3.305 434.4 3304.2 16.42 291.38 0 0.97 2.5 13 1.5 0.053 0.00583 13.9 23 0.359 8.20 0 4594 181 280 748.3 0.24 1.5 327 3097.8 16.42 156.43 470 0.9245 517.6 22.45 1.294 0.008734 19.7 25 0.359 8.20 第 35 页 共 43 页

h0  ht Ca xa p0 t0 h0 m 0 hnc0  c1 hn p1 v1t An 1 ln e hc2

轮周有效比焓降 轮周效率 叶高损失 叶轮摩擦损失 部分进汽损失 漏汽损失 湿汽损失 级内有效比焓降 级相对内效率 级的内功率 hu kJ/kg ％ kJ/kg kJ/kg kJ/kg kJ/kg kJ/kg kJ/kg ％ kW 223.2 80.26 13.4 3.228 14.27 0 0 192.2 68.6 4924 223.2 80.26 13.4 3.228 14.27 0 0 192.2 68.6 4924 u hl hf he h hx hi i pi

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7 汽轮机漏汽量的计算与整机校核

7.1 阀杆漏汽量的计算

（1）阀杆漏汽量计算公式

Dv0.0240vAv1Av1deirp0v0 （式7.1）

式中：p0为阀杆每一分级前蒸汽压力，MPa；

v0为阀杆每一分级前蒸汽比容，m3/kg； Av1为阀杆间隙面积，cm2；

v为阀杆漏汽量系数；

dei为阀杆直径，cm；

r为阀杆四周径向间隙，通常取r(0.004~0.005)dei。 （2）阀杆漏汽流量系数的确定[3]

阀杆漏汽流量系数v与阀杆分段前后压力比及蒸汽流动状况——层流或紊流有关。一般可按下面步骤确定：

*①确定 Re3350p0/v0r0 （式7.2）

式中：0为蒸汽动力粘度；

②查紊流流量系数：先计算系数k11rR4*e然后查得。

*动为层流状态，③确定流量系数v：当Re1时，说明阀杆间隙中漏气流则vla，la可根据k27.2 轴封漏汽量的计算

1*查得。当Re1时，v。 *rRe汽轮机的轴封系统为汽轮机前后轴封加上与之相连的管道及附属设备。轴封

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系统应在确定汽封结构的情况下，合理安排齿数，合理的选择轴封各段腔室的压力，尽量简化系统减少漏汽量。常用的轴封系统有闭式和开式两种：闭式系统较为复杂，但漏汽封闭在系统中，利于安全经济运行；开式系统简单，应用于小机组，不设抽汽设备，通常用冒汽管把轴封漏汽排入机房。

①轴封末齿轮中漏汽流动状态判别式为

k10.85 （式7.3）

z11.5式中：z1为轴封段汽封齿数。

②计算漏汽量 当k1pzp01时，D10.3601A1 t/h （式7.4） p0z11.5v0221p0pzp当k1z时，D10.3601A1 t/h （式7.5）

z1p0v0p0式中：p0,pz为轴封段前后汽室压力； v0为轴封段前蒸汽比容；

A1为轴封段间隙面积，A1d11，d1为该段轴封直径，1为该段轴封径向，间隙1=0.03~0.04cm，计算时需要考虑汽轮机长期运行会导致间隙加大，所以一般取名义间隙的1.5~2倍； 1为轴封漏汽系数。 7.3 汽封直径的确定

对于整段转子而言，汽封直径即为转子直径。对于叶轮转子，叶轮轮毂直径为汽封直径，主轴直径通常要比叶轮轮毂直径小80~120mm，所以要确定叶轮转子的直径必须首先确定主轴直径da。主轴直径时根据主轴临界转速来决定的。一般中压凝汽式汽轮机临界转速小于工作转速，当 n=3000r/min时，ncr=1600~2200r/min,可用下列近似公式估取

(da/L)2 ncr7.5 （式7.5）

m/L第 38 页 共 43 页

式中：da为主轴最大直径，mm； L为两轴承间距离，m； m为转子质量，kg。

对于整段转子，可用ncr8.1径。 7.4 整机校核

（1）通流部分光滑

在进行热力计算的同时，应检查通流部分的光滑。可通过改变度和出口角来实现对通流部分在叶片高度方面的少量的改变；当通流部分需作出较大变动时，必须改变平均直径。

计算出实际相对应的内效率与进汽量，估算时所估取的相对内效率的相对误差不大于3%，在1%之内为优。

（2）效率与功率的校核

实际计算出的汽轮机内效率和原设计要求的内功率的误差也不能超过3%，但是在制造安装过程中，难免会有误差，因此可以考虑比设计要求大2%以保证机组的出力。根据实际计算的相对内效率、抽汽量、漏汽量及设计工况下内功率进行总蒸汽流量的校核，若汽轮机的进汽量与原估计值的误差大于1%但小于3%，则需要按比例进行修正喷嘴与动叶的高度；若误差大与3%时，则依据计算所得流量和修正后的实际热力过程曲线来进行第二次计算。

（3）额定功率的保证

全机设计功率完成后，还要计算汽轮机在额定功率下所需蒸汽流量，并保证通道能通过此蒸汽流量。在选定调节级进汽度时，还需要考虑最大功率时所需的蒸汽流量，并留有足够的余流来保证在除参数降低或背压升高时仍然能够发出额定功率。

(dp/L)2m/L来近似计算临界转速，式中dp为轴封直

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8 结论

本次设计围绕25MW凝汽式汽轮机组进行热力设计，主要是在额定功率下分析并确定凝汽式汽轮机热力设计的基本参数，分析并确定通流部分形状及有关参数；对汽轮机原则性热力系统进行汽耗量和热经济性的初步计算；对各级进行详细热力计算；对汽轮机进行漏汽量计算并进行整机校核。

通过以上计算，可以得知：

1、本次所选汽轮机为单缸、单轴、中压凝汽式汽轮机。

2、在次设计中有好些数据是依据经验公式得来的，在设计初期根据已有的同类机组相关运行数据确定了汽轮机的相对内效率,依据经验估算汽轮机进汽量、进行回热抽汽级数的选择等。

3、此次设计计算量较为庞大，在进行级的热力计算上表现的尤为明显。在设计误差超过3%时，需重新进行第二次热力计算，可见计算的严谨和选取合适的数据的重要性。

在进行本次设计之前，我查阅了近年来我国汽轮机研究现状，虽然我国在汽轮机设计方面一直在进步，但距发达国家仍有一定的差距，尤其是在计算机方面。近年来的计算机应用的广度与深度一直在进一步的发展，已大大减小了手工计算的负担，但目前仍与其他国家存在着一定的差距，这就需要我们不断努力，加强在软件方面的开发，提高我国汽轮机在国际上的竞争力，不断推动我国汽轮机在国际上的发展与进步。

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致谢

光阴荏苒，大学生活即将过去，在这四年的学习生活中，我收获了很多，我的收获和一直关心帮助我的人是分不开的。

此次针对25MW凝汽式汽轮机组进行热力设计，是对我大学四年学习下来最好的检验。经过这次毕业设计，我的能力有了很大的提高，比如操作能力、分析问题能力、团队合作精神、严谨的工作作风等方方面面都有很大的进步。这期间凝聚了很多人的心血，在此我表示衷心的感谢。没有他们的帮助，我将无法顺利完成这次设计。

首先，特别感谢的人是张志香老师，多亏了张老师的悉心指导，我才能理清设计思路和操作方法。老师渊博的知识、宽广的胸怀、严谨的态度、精益求精的工作作风和诲人不倦的育人精神使我获益良多。再次对老师表示衷心的感谢。

其次，我要感谢大学四年中所有的老师和辅导员在学习期间对我的严格要求，感谢他们对我学习上和生活上的帮助，使我了解了许多专业知识和为人的道理，开阔了我的视野，让我能够在今后的生活道路上继续奋斗。我还要感谢大学四年和我一起走过的同学、朋友对我的关心与支持，和他们在一起的四年，使我得大学生活的很充实，留下了很多难忘的回忆。我要感谢我的父母对我的理解与包容，如果没有他们对我的无私奉献和默默支持，我将无法顺利完成今天的学业。

最后，要特别感谢各位评审老师能够在百忙之中抽出宝贵的时间来审阅我的论文！

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