某25MW凝汽式汽轮机组进行热力设计说明书.doc

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1、摘 要本课题是对某25MW凝汽式汽轮机组进行热力设计。进行这次主要时为了提高电厂的经济性，以求达到“节能降耗，环境保护”的目的。在提高其经济性的同时还要保证该机组的实用性和安全可靠性。因此在设计之前，要先查找一些资料，然后对汽轮机的蒸汽系统，汽轮机级的热力等进行计算，如除氧器的抽汽量，凝结水量，汽轮机装置的热经济性，级热力参数的选择，各能量损失计算等；同时对其通道部分进行选型以及对其级数进行确定。整个设计完成后，证实了我们的设计在拥有适用性和安全可靠性的前提下确实能够提高发电厂的经济性，达到“节能降耗，保护环境”的目的本设计的主要内容包括：汽轮机的工作原理、多级汽轮机的工作过程、汽轮机的变工况

2、下的工作特性、汽轮机的结构及叶片强度。根据通流部分形状和回热抽汽点的要求，确定压力级既非调节级的级数和排汽口数，并进行各级比焓降分配；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，实际热力过程曲线。根据各级热力计算结果，修正各回热抽汽点压力以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；分析与确定汽轮机热力设计的基本参数，这些汽轮机热力设计的任务是，按给定的设计条件，确定通流部分的几何尺寸，参数包括汽轮机的容量，进汽参数，转速，排汽压力冷却水温度，给水温度，供热蒸汽压力等；分析并选择汽轮机的型式，配汽机构形式，通流部分形状及有关参数；对汽轮机的原则性热力系统进行

3、汽耗量及热经济性的初步计算；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型式，比焓降，叶型及尺寸等。关键字：汽轮机；热力计算；热力系统 目 录摘 要1第一章 文献综述3第二章 概述62.1 设计任务62.2热力设计的内容及要求72.3 国产汽轮机基本参数的选择与系列7第三章 汽轮机总进汽量的初步估算103.1回热抽汽压力的确定113.2 计算11第四章 通流部分的选型204.1 排汽口数与末级叶片204.2 配汽方式和调节级的选型214.3 压力级设计特点24第五章 压力级比焓降分配及级数的确定265.1 蒸汽通道的合理形状265.2 各级平均直径的确定265.3 级数的确

4、定及比焓降的分配29第六章 汽轮机级的热力计算326.1 叶型及其选择326.2 级的热力计算356.3 热力计算示例44图（6.4）级的热力过程曲线49第七章 汽轮机漏汽量的计算与整机校核497.1 阀杆漏气量的计算497.4 整机校核52第八章 轴向推力的计算538.1 轴向推力的计算公式538.2 叶轮前压力的确定548.3 推力轴承的安全系数55结 论56致 谢57参考文献58第一章 文献综述汽轮机是将蒸汽的能量转换成为机械功的旋转式动力机械。又称蒸汽透平。主要用作发电用的原动机，也可直接驱动各种泵、风机、压缩机和船舶螺旋桨等。还可以利用汽轮机的排汽或中间抽汽满足生产和生活上的供热需要

5、 。 汽轮机是将蒸汽的能量转换为机械功的旋转式动力机械，是蒸汽动力装置的主要设备之一。汽轮机是一种透平机械，又称蒸汽透平。 公元一世纪时，亚历山大的希罗记述了利用蒸汽反作用力而旋转的汽转球，又称为风神轮，这是最早的反动式汽轮机的雏形；1629年意大利的布兰卡提出由一股蒸汽冲击叶片而旋转的转轮。 19世纪末，瑞典拉瓦尔和英国帕森斯分别创制了实用的汽轮机。拉瓦尔于1882年制成了第一台5马力(3.67千瓦)的单级冲动式汽轮机，并解决了有关的喷嘴设计和强度设计问题。单级冲动式汽轮机功率很小，现在已很少采用。 20世纪初，法国拉托和瑞士佐莱分别制造了多级冲动式汽轮机。多级结构为增大汽轮机功率开拓了道路

6、，已被广泛采用，机组功率不断增大。帕森斯在1884年取得英国专利，制成了第一台10马力的多级反动式汽轮机，这台汽轮机的功率和效率在当时都占领先地位。 20世纪初，美国的柯蒂斯制成多个速度级的汽轮机，每个速度级一般有两列动叶，在第一列动叶后在汽缸上装有导向叶片，将汽流导向第二列动叶。现在速度级的汽轮机只用于小型的汽轮机上，主要驱动泵、鼓风机等，也常用作中小型多级汽轮机的第一级。 与往复式蒸汽机相比，汽轮机中的蒸汽流动是连续的、高速的，单位面积中能通过的流量大，因而能发出较大的功率。大功率汽轮机可以采用较高的蒸汽压力和温度，故热效率较高。19世纪以来，汽轮机的发展就是在不断提高安全可靠性、耐用性和

7、保证运行方便的基础上，增大单机功率和提高装置的热经济性。 汽轮机的出现推动了电力工业的发展，到20世纪初，电站汽轮机单机功率已达10兆瓦。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1000兆瓦，如果单机功率只有10兆瓦，则需要装机近百台，因此20年代时单机功率就已增大到60兆瓦，30年代初又出现了165兆瓦和208兆瓦的汽轮机。 此后的经济衰退和第二次世界大战期间爆发，使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325600兆瓦的大型汽轮机；60年代制成了1000兆瓦汽轮机；70年代，制成了13

8、00兆瓦汽轮机。现在许多国家常用的单机功率为300600兆瓦。 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。按结构分，有单级汽轮机和多级汽轮机；各级装在一个汽缸内的单缸汽轮机，和各级分装在几个汽缸内的多缸汽轮机；各级装在一根轴上的单轴汽轮机，和各级装在两根平行轴上的双轴汽轮机等。 按工作原理分，有蒸汽主要在各级喷嘴(或静叶)中膨胀的冲动式汽轮机；蒸汽在静叶和动叶中都膨胀的反动式汽轮机；以及蒸汽在喷嘴中膨胀后的动能在几列动叶上加以利用的速度级汽轮机。 按热力特性分，有为凝汽式、供热式、背压式、抽汽式和饱和蒸汽汽轮机等类型。凝汽式汽轮机排出的蒸汽流入凝汽器，排汽压

9、力低于大气压力，因此具有良好的热力性能，是最为常用的一种汽轮机；供热式汽轮机既提供动力驱动发电机或其他机械，又提供生产或生活用热，具有较高的热能利用率；背压式汽轮机的排汽压力大于大气压力的汽轮机；抽汽式汽轮机是能从中间级抽出蒸汽供热的汽轮机；饱和蒸汽轮机是以饱和状态的蒸汽作为新蒸汽的汽轮机。 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。 汽轮机装置的热经济性用汽轮机热耗率或热效率表示。汽轮机热耗率是每输出单位机械功所消耗的蒸汽热量，热效率是输出机械功与所耗蒸汽热量之比。对于整个电

10、站，还需考虑锅炉效率和厂内用电。因此，电站热耗率比单独汽轮机的热耗率高，电站热效率比单独汽轮机的热效率低。 一座汽轮发电机总功率为1000兆瓦的电站，每年约需耗用标准煤230万吨。如果热效率绝对值能提高1%，每年可节约标准煤 6万吨。因此，汽轮机装置的热效率一直受到重视。为了提高汽轮机热效率，除了不断改进汽轮机本身的效率，包括改进各级叶片的叶型设计(以减少流动损失)和降低阀门及进排汽管损失以外，还可从热力学观点出发采取措施。 根据热力学原理，新蒸汽参数越高，热力循环的热效率也越高。 早期汽轮机所用新蒸汽压力和温度都较低，热效率低于20。随着单机功率的提高，30年代初新蒸汽压力已提高到34兆帕，

11、温度为400450。随着高温材料的不断改进，蒸汽温度逐步提高到535，压力也提高到612.5兆帕，个别的已达16兆帕，热效率达30以上。50年代初，已有采用新蒸汽温度为600的汽轮机。以后又有新蒸汽温度为650的汽轮机。 现代大型汽轮机通常采用新汽压力24兆帕，新汽温度和再热温度为535565的超临界参数,或新汽压力为16.5兆帕、新汽温度和再热温度为535的亚临界参数。使用这些汽轮机的电站热效率约为40。 另外，汽轮机的排汽压力越低，蒸汽循环的热效率就越高。不过排汽压力主要取决于冷却水的温度，如果采用过低的排汽压力，就需要增大冷却水流量或增大凝汽器冷却面积，同时末级叶片也较长。凝汽式汽轮机常

12、用的排汽压力为0.0050.008兆帕。船用汽轮机组为了减轻重量，减小尺寸,常用0.0060.01兆帕的排汽压力。 此外，提高汽轮机热效率的措施还有，采用回热循环、采用再热循环、采用供热式汽轮机等。提高汽轮机的热效率，对节约能源有着重大的意义。 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。 全世界利用地

13、热的汽轮机的装机容量，1983年已有3190兆瓦，不过对熔岩等深层更高温度地热资源的利用尚待探索；利用太阳能的汽轮机电站已在建造，海洋温差发电也在研究之中。所有这些新能源方面的汽轮机尚待继续进行试验研究。 另外，在汽轮机设计、制造和运行过程中，采用新的理论和技术，以改善汽轮机的性能，也是未来汽轮机研究的一个重要内容。例如：气体动力学方面的三维流动理论，湿蒸汽双相流动理论；强度方面的有限元法和断裂力学分析；振动方面的快速傅里叶转换、模态分析和激光技术；设计、制造工艺、试验测量和运行监测等方面的电子计算机技术；寿命监控方面的超声检查和耗损计算。此外，还将研制氟利昂等新工质的应用，以及新结构、新工艺

14、和新材料。第二章 概述2.1 设计任务 一. 设计题目：25兆瓦凝汽式汽轮机的热力设计 二. 原始数据： 蒸汽初参数： =3.43MP=435; 凝汽器出口处压力：pc=1.9kPa; 给水温度：tfw=160; 经济功率：Pc=12000kW1%; 汽轮机转速：n=3000r/min; 汽轮机内效率：oi=0.801%2.2热力设计的内容及要求力求获得高的相对内效率。汽轮机热力设计主要设计程序如下:1.分析与确定汽轮机热力设计的基本参数，这些汽轮机热力设计的任务是，按给定的设计条件，确定通流部分的几何尺寸，参数包括汽轮机的容量，进汽参数，转速，排汽压力冷却水温度，给水温度，供热蒸汽压力等；2

15、.分析并选择汽轮机的型式，配汽机构形式，通流部分形状及有关参数；3.对汽轮机的原则性热力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型式，比焓降，叶型及尺寸等。5.根据通流部分形状和回热抽汽点的要求，确定压力级既非调节级的级数和排汽口数，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，实际热力过程曲线。7.根据各级热力计算结果，修正各回热抽汽点压力以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；8.根据需要修正汽轮机热力计算的结果。在进行汽轮机热力计算时，所设计的汽轮机应满足下列

16、主要要求：1.运行时具有较高的经济性；2.不同工况下工作时均有高的可靠性；3.在满足经济性和可靠性要求的同时，还要考虑到汽轮机的结构紧凑，系统简单，布置合理，成本低廉，安装和维修方便，以及零件的通用化和系列等应素。2.3 国产汽轮机基本参数的选择与系列汽轮机热力设计的基本参数即是热力设计的原始数据，除用户提出的要求外，应按照电力部门明确规定的系列规范选取。一. 汽轮机容量汽轮机的容量是指汽轮机的额定功率,也称名牌功率。表2.1 国产发电用汽轮机容量系列汽轮机型式低压汽轮机中压汽轮机高压汽轮机超高压汽轮机亚临界汽轮机超临界汽轮机额定功率(MW)0.75 1.5 36 12 2550 100125

17、 200300 600汽轮机设计时所依据的功率称为设计功率,又称为经济功率，其大小由机组本身容量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率。 表2.2 不同容量国产汽轮机的设计功率汽轮机容量122550设计功率与额定功率之比758090100为了保证汽轮机在除参数下降或背压升高时任能发出额定功率，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除参数或降低背压时，汽轮机发出的功率可能大于额定值，此功率称为最大功率。一般中，低压汽轮机可增大出力20%30%，甚至跟大，高压汽轮机可增大出力10%20%。或者小一些。视

18、具体汽轮机条件分析确定。 二.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，除温。我国目前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（MW）0.7，1.5，36，12，2550，100125，200300，600新蒸汽压力(MPa)1.273.438.8212.713.2316.116.66新蒸汽温度(MPa)3404355355355505355502）排汽压力 凝汽式汽轮机的排汽压力需综合考虑汽轮机运行地点的气候条件，供水方式，末级叶片和凝汽器造价等因素，经过全面的技术经济比较确定。我国汽轮机常

19、用的排汽压力见表2.4. 表2.4 我国汽轮机常用的排汽压力冷却水温101520252730排汽压力（MPa）0.0030.0040.0040.0050.0050.0060.0060.0070.0070.0080.0080.01 表2.5 背压式汽轮机采用排汽压力额定排汽压力(MPa)0.30.51.01.32.53.7调整范围0.20.40.40.70.81.31.01.62.22.63.53.93) 汽轮机的转速电厂用的汽轮机转速是由电网频率决定的。我国电网频率为50，故我国生产的汽轮机转速采用3000的转速为了提高相对内效率，并减小汽轮机的尺寸与降低成本。其转速通常高于3000，经齿轮减

20、速后再与发电机相连。在材料强度的允许的条件下，降低转速可以增大排汽面积，所以某些大功率的汽轮机，特别是原子能电站汽轮机也采用1500的转速。4） 调节抽气式汽轮机的抽汽压力调节抽气式汽轮机除了能满足供电外，还能满足供热需要。调节抽气式汽轮机的抽汽往往是由热用户的需要决定的。其抽汽压力一般综合用户要求和产品系列规范合理决定，表2.6列出了国产调节抽汽式汽轮机常用的抽气压力。表2.6 国产调节抽汽式汽轮机常用的抽气压力额定抽气压力(MPa)0.120.501.001.30调整范围0.070.250.400.700.801.301.001.605） 给水温度与会热系数回热循环的回热抽汽级数与给水温度

21、需要根据热经济和装置的技术经济性综合分析比较后确定。通常给水温度选为除蒸汽压力下饱和温度的65%75%较为经济，表2.7为不同回热级数和给水温度下循环热效率的增益。表2.7 不同回热级数和给水温度下循环热效率的增益新汽压力MPa2.353.438.8212.7413.2316.1716.6623.5新汽温度390435535535/535535/535565/565回热级数133567787889给水温度105150150170210230220250245270270300相对效益67891113141515161718第三章 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：

22、 (t/h) (3-1)调节抽汽式汽轮机在进行通流部分设计时，要考虑到调节抽汽工况及纯凝汽工况。一般高压部分的进汽量及几何尺寸以调节抽汽工况作为设计工况进行计算，低压部分的进汽量及几何尺寸以纯凝汽工况作为设计工况进行计算。回热系统的热平衡初步计算汽轮机进汽量估算及汽轮机近似热力过程曲线拟定以后，就可以进行回热系统的热平衡计算。3.1回热抽汽压力的确定1. 除氧器的工作压力给水温度和回热级数确定之后，应根据机组的初参数和容量确定除氧器的工作压力。大汽式除氧器的工作压力一般选择略高于大汽压力即0.118MPa；高压除氧器的工作压力一般为0.3430.588MPa；我国定压运行的高压除氧器压力为0.

23、588MPa。2. 抽汽管中压力损失在进行热力计算时，要求不超过抽汽压力的10%，常取=（0.040.08）Pe,级间抽汽时取较大值，高中压排汽时去较小值。3. 表面式加热器出口传热端差一般无蒸汽冷却段的加热器取=35，有蒸汽冷却段的取=-12.4. 回热抽汽压力的确定在确定了给水温度，回热抽汽级数，上端差和抽汽管道压损等参数后，可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或温升。这样各级加热器的给水出口水温也就确定了。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

24、组蒸汽流量及汽轮机装置的热经济性。3.2 计算对25MW凝汽式汽轮机的回热系统进行热平衡估算。基本数据：额定功率=25000KW，设计功率=20000KW，新汽压力=3.43MPa，凝结水泵压头=1.18MPa,射汽抽汽耗汽量=0.5 t/h,抽汽冷却器内蒸汽比焓降=2302.7KJ/kg.计算过程如下:1.近似热力过程曲线的拟定在图（3-5）h-s图上由可确定汽轮机近期状态点o并查的出比焓=3304.2KJ/kg.设进汽机构的节流损失=0.04，得调节级前压力，查得=2127.3KJ/kg，整机的理想比焓降等于1176.9KJ/kg，相对内效率为85%，有效比焓降为1000.365KJ/kg

25、,排汽比焓降为2303.835 KJ/kg。图（3.1）h-s图2.估算汽轮机的进汽量设m=1.12,=2.5t/h,=99.0%,=97.5%,=80%=80%=0.825000=20000KW故： =86（t/h） (3-2)蒸汽量包括前轴封漏气量=1，000t/h，待汽轮机通流部有关尺寸确定后才能计算。 3.确定轴汽压力该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=104.25。考虑到费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气压力一般变化除氧器工作压力高0.20.3MPa.本机采用70%负荷以下时除氧器与H高压加热器共汽源的

26、运行方式，故除氧器的回热抽气压力仅此除氧器工作压力高出0.024MPa。 根据给水温度=159，可得高压加热器给水出口水温=159，可得高压加热器给水出口温度=159，且除氧器出口水温=104.25，根据等温升（等比焓升）分配原则得高压加热器给水温，104.25+（5），取为126.6，同样的方法可选取低压加热器的出口给水温度见表2-2。根据各加热器的出口水温及出口端差，可得加热器疏水温度。查得对应的饱和压力Pe加热器的工作压力。考虑抽气管压损后可确定各级回热抽气压力Pe。在拟定的近似热力过程曲线上求出各级回热抽气此比焓值，见图（3.2）图（3.2）汽轮机组的蒸汽热力膨胀过程线 4、各级加热器

27、回热抽气量计算（1）H1高压加热器：已知：=1.000t/h，=0.77t/h,=0.5t/h。 其给水量为+=86.27（t/h） (3-3) 式中 高压端轴封漏气量，t/h； 漏入H2高压加热器的轴封漏气量，t/h； 射汽抽气器耗气量，t/h。查表3-2得：给水出口比焓=675.2KJ/kg，抽气比焓=2996.7 KJ/kg，饱和水比焓=693.6 KJ/kg，加热器进口水比焓=539.3 KJ/kg。一般加热效率取=0.98.该级回热抽气量为 5.194（t/h） (3-4)表3-2 25MW凝汽式汽轮机加热器汽水参数加热器号抽 气压力(MPa)抽气比焓（KJ/kg）抽气管压损( %

28、)加热器工作压力MPa饱和水温度（）饱和水比焓（KJ/kg）出口端差（）给水出口温度（）给水出口比焓（KJ/kg）0.7452996.780.686164.2693.65159.17675.20.3162832.480.290132.4556.65127.42539.30.1422703.4170.118104.3437.00104.25437.00.0862629.680.07993.15390.2390.15378.4 图（a）为加热器热平衡图 图（b）为除氧器热平衡图（2）除氧器 除氧器为混合式加热器其热平衡图见图3-7（b）。查表3.2得， =2703.4KJ/kg, =437.0KJ

29、/kg. 分别列出除氧器的热平衡方程式与质量方程式： (3-5)整理后得：2703.4+378.4=32830.853 +=77.522 (3-6) 将（1）、（2）两式联立求解得： 除氧器抽汽量 =1.504 t/h 凝结水量 =76.018 t/h（3）低压加热器 其热平衡图与图（a）加热器的热平衡相同。 查表3-2 、3-3得， (3-7)回热抽气量为： = (t/h) (3-8) 5、流经汽轮机各级组的蒸汽流量及内功率计算调节级（双列）：查表3-7得：=86t/h,=3304.2KJ/kg，=86（t/h） (3-9)第一级组：已知 (3-10)其它级计算方法同第一级组相同。整机内功率

30、： (3-11)6、计算汽轮机装置的热经济性机械损失： (3-12) 汽轮机轴端功率： 发电机功率： （KW） (3-13) 符合设计工况Pe=20000KW的要求，说明原估计的蒸汽量正确。若功率达不到设计要求，则需修正进气量并重新进行计算。汽耗量 不抽汽时（回热抽气停用）估计气耗率 汽轮机装置的汽耗率： q=4.134（3304.2-675.2）=10868KJ/（kw.h） (3-14)汽轮机装置的绝对电效率：本例计算结果列于以下三个表内：表3-3 25MW凝汽式汽轮机热平衡计算基本数据有效比焓降1000.365理想比焓降1176.9机械损失KW216不抽气时汽耗率dKJ/（kw*h）3.

31、725汽轮机装置电效率%33.13汽轮机总进气量t/h86发电机功率KW20801汽轮机轴端功率KW21334汽耗率dkg/（kw*h）4.134汽轮机装置热耗率qKJ/（kw*h）10868表3-4 各级加热器回热抽气量的计算数据给水量t/h86.27凝结水量t/h76.018实际抽气量t/h5.1942.7841.504计算抽气量t/h3.957比焓升上级加热器疏水相当量t/h0.313上级加热器漏气相当量t/h0.86 表3-5流经汽轮机各级组的蒸汽流量及其内功率计算数据调节级第一级组第二级组第三级组第四级组第五级组第六级组整机内功率蒸汽流量t/hD868579.80677.02275.

32、51871.62867.60121550内功率KW4923.5239436422760154829213361表3-6 25MW凝汽式汽轮机热平衡计算数据汽轮机初压MPa3.43射汽抽气器汽耗量t/h0.5汽轮机初压435射汽抽气器比焓量KJ/kg2302.7汽轮机初比焓KJ/kg3304.2汽轮机总进气量t/h86工作转速Nr/min3000前轴封漏气量t/h1冷却水温15流入凝气器蒸汽量t/h 67.601汽轮机背压MPa0.0049/0.0047凝气器出口水温31.80抽气冷却器出口水温34.80给水泵压头MPa6.27凝结水泵压头MPa1.18表3-7 热平衡计算数据加热器加热抽气抽气

33、压力MPa0.7450.3160.142抽气比焓KJ/kg2996.72832.42703.4加热器压力MPa0.6860.2900.118下饱和水温164.17132.42104.25下饱和水比焓KJ/kg693.6556.6437.01kg蒸汽的放热量KJ/kg2303.12275.82266.4凝结给水被加热的凝结水量t/h86.27086.27076.018加热器进口水温127.42104.2590.15加热器进口水比焓KJ/kg539.3437.0378.4加热器出口端差550出口水温159.17127.42104.25出口水比焓KJ/kg675.2539.3437.0给水比焓温KJ

34、/kg135.9102.358.6抽气量计算抽气量t/h5.1943.9571.967实际抽气量t/h5.1942.7841.504表3-8 汽机装置的热力特性数据排气比焓2297.9发电效率%97.5等比熵排气比焓2127.3给水温度159.17汽轮机内效率%85给水比焓675.2回热系统热平衡初步计算得到的抽气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，此时必须进行调整，通常需反复几次。本例题中所有数据为已经过调整后确定热平衡计算数据。 通过回热系统热平衡计算可以全面算得机组的热经济性，当机组的效率、级数、抽气点位置以及回热系统布置有变化时，系统的热平衡及机组的热经济性均相应

35、变化，必须重新计算。第四章 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与排汽口数时根据功率和单排汽口凝汽式汽轮机的极限功率确定的。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，需要采用多缸和多排汽口，但很少采用5个以上汽缸的。 当转速和初始参数一定时，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结合末级长叶片特性，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确定。通常可按下式估算排汽面积。 （4.1）式中机组电功率，KW；汽轮机排汽压力，Pa; 汽缸数增加轴承数也增加，机组的总长度增长，远离推力轴承的汽缸，转子和静子的热膨胀

36、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。目前为了减少汽缸数常采用高、中压部分合缸和采用较先进的低压长叶片两方法。表31为国外某些制造厂设计制造的末级叶片数据。 背压式汽轮机因其排汽面积，流量不大，因此末级叶片可按凝汽式汽轮机中间级处理。 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应使径高比v=2.5，轴向排汽速度300 .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，与机组的运行要求密切相关。通常由喷嘴配汽，节流配汽，变压配汽及旁通配汽四种方式。旁通配汽仅

37、在国外生产的汽轮机中采用，国产汽轮机几乎部不采用。节流配汽通常只在国家辅助性小功率汽轮机中采用。国产大功率带负荷的汽轮机在低负荷运行时也采用节流配汽方式的，如125mw汽轮机在负荷高于两调节阀全开时采用喷嘴配汽第三、四调节阀顺序开启；当汽轮机负荷低与两调节阀全开负荷时，采用节流配汽第一、二两调节阀同时关闭与开启。变压配汽仅用于单元机组。其经济性取决于新蒸汽参数的高低，初参数越高变压配汽的优越性越显著。分析计算表明，对初压在1.23MPa以下的汽轮机采用变压配汽并无好处，只有在亚临界或超临界参数的汽轮机采用变压配汽才显示出优越性。表4.1 亚临界或超临界参数的汽轮机制造厂国别叶片高度 （m）平均

38、直径 （m）径高比排汽面积 （m*m）叶顶速度转速 r/minJIM苏1.200（钛）2.9002.4210.9364430000.962.4802.587.4854030000.7652.1002.755.044503000西门子 西 德1.1502.9002.5210.8463230000.8242.2002.695.7047630000.7502.1502.875.074553000AEI英1.1432.9702.6010.6863930000.9142.5402.787.285423000 KWV 西 德1.0802.9502.7310.0063330000.8752.6203.007

39、.225503000XTT3苏1.0502.5502.438.4156530000.8522.3502.766.265033000BBC 瑞士1.0002.7002.708.486003000CEMBBC法1.0002.8002.808.795983000AEG 西 德0.8502.2502.656.0549030000.7602.1202.795.0645230000.9522.4802.617.405383000EE英0.9402.4602.627.285343000TM3苏0.8702.4702.846.765243000EEParson英法0.8402.4402.906.445203000SKoda捷克0.8552.4602.876.6052030000.8502.5202.976.805293000pato法0.7852.1702.775.364643000GE 美0.8522.3002.716.155943600日立 日本0.8522.3002.716.155943600EE-AEI 英0.8502.2802.656.005903600西屋 美0.7872.4803.156.126123600 由上述可知，喷嘴配汽乃