汽轮与机课程设计指导书.docx

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1、汽轮机课程设计指导书2一、课程设计的目的与意义 1二、设计题目及已知条件 22.1 机组概况 22.2 本次设计与改造的基本要求 4三、设计过程 63.1 汽轮机的热力总体任务 63.2 汽轮机变工况热力核算的方法介绍 63.3 本课程设计的基本方法 73.3.1 级的变工况热力核算方法倒序算法 83.3.2 级的变工况热力核算方法顺序算法 173.4 上述计算过程需要注意的问题 22四、参考文献： 23附：机组原始资料 23汽轮机课程设计一、课程设计的目的与意义汽轮机是按照经济功率设计的，即根据给定的设计要求如功率、蒸汽初参数、转速以及汽轮机所承担的任务等，确定机组的汽耗量、级数、通流部分的

2、结构尺寸、蒸汽参数在各级的分布以及效率、功率等。 汽轮机在设计条件下运行称为设计工况。 由于此工况下蒸汽在通流部分的流动与结构相适应， 使汽轮机有最高的效率， 所以设计工况亦称为经济工况。由于要适应电网的调峰以及机组实际运行过程中运行参数的偏差等原因， 汽轮机不可能始终保持在设计条件下， 即负荷的变化不可避免的， 蒸汽初终参数偏离设计值， 通流部分的结垢、 腐蚀甚至损坏，回热加热器停用等在实际运行中也时有发生等等。 汽轮机在偏离设计条件下的工作，称为汽轮机的变工况。在变工况下，蒸汽量、各级的汽温汽压、反动度、比焓降等可能发生变化，从而引起汽轮机功率、效率、轴向推力、零件强度、热膨胀、热应力等随

3、之改变。通过本课程设计加深、巩固汽轮机原理中所学的理论知识，了解汽轮机热力设计的一般步骤，掌握每级焓降以及有关参数的选取， 熟练各项损失和速度三角形的计算， 通过课程设计以期达到对汽轮机的结构进一步了解， 明确主要零部件的位置与作用。 具体要求就是按照某机组存在的问题，根据实际情况，制定改造方案，通过理论与设计计算，解决该汽轮机本体存在的问题，达到汽轮机安全、经济运行的目的 1-4。二、设计题目及已知条件内容：某 12MW 背压机组小流量工况下通流部分改造方案的制定机组型式：B12-50 / 10型背压式汽轮机配汽方式：喷嘴配汽调节级选型：复速级设计工况下的参数：附录2.1 机组概况该机组是武

4、汉汽轮机厂早期生产的B12-50 / 10型背压式汽轮机。调节级为复速级， 3 个压力级，级的类型为冲动级。(1)机组额定参数主蒸汽压力：4.9MPa主蒸汽温度：435 总进汽流量：150t/h排汽压力：0.98MPa额定功率：12MW额定转速：3000rpm(2)原机组改造技术参数与要求由于实际供热负荷的改变， 曾对该机组进行过通流部分改造， 改造原则为减小汽轮机的通流面积， 以适应新的蒸汽流量， 避免产生鼓风工况。 由于受到现场施工难度限制， 采取了保持喷嘴高度和动叶高度不变， 封堵部分喷嘴的改造方案， 该机组改造前为次高压背压机组，改造后为抽背机组， 原机组改造方案与技术参数要均依据汽轮

5、机厂家说明书参数确定。主蒸汽压力：4.9MPa主蒸汽温度：435 总进汽流量：55t/h复速级后压力2.2MPa复速级后温度355抽汽流量： 10 12t/h排汽压力0.98MPa排汽温度300额定功率3000kW额定汽耗16.87kg/kW h汽轮机内效率63.6%以上数据为机组改造时的技术参数要求。 但实际运行时抽汽并没有投用。改造后机组初参数未能达到要求的参数，新蒸汽压力为4.2MPa4.3MPa,终参数（背压）在设计值高限运行（0.951.0MPa表），机组各种损失较大，相对内效率很低。复速级后经常超温，有时级后可高达395（原厂家要求最高不超过350），机组排汽温度达到350（原机组

6、额定流量下为300），由于该机组转子为套装转子， 复速级超温对机组安全运行带来严重的隐患， 且机组出力不足 2000kW。2.2 本次设计与改造的基本要求该机组由于实际供热负荷的大幅增加，汽轮机偏离原有设计工况，主蒸汽流量由 150t/h 降低至 55t/h（ 工况 1）和 40t/h（ 工况 2）。汽轮机在极端变工况下运行时， 汽轮机各级焓降分配、 热力参数均发生改变， 在极低负荷情况下还会发生鼓风现象。 从运行安全经济性出发，需要对该机组再次进行改造，以解决复速级后超温问题，同时提高机组的效率。本次设计的任务：（ 1）能对原机组额定工况进行核算（ 2）能对机组03 年改造工况进行核算和分析

7、（ 3）通过对机组03 年改造工况的核算分析，提出有效解决措施，同时保证机组安全运行。（ 4）能够使机组在该改造工况下优化运行，不仅解决复速级后超温问题，同时能够提高机组的效率。本次设计的要求：（ 1）改造后机组形式：背压机组，运行方式仍采用以热定电方式运行。（ 2）机组参数要求：工况1： 主蒸汽温度435， 主蒸汽压力4.2MPa， 排汽压力0.95MPa，主蒸汽流量55t/h；工况2： 主蒸汽温度435， 主蒸汽压力4.3MPa， 排汽压力0.85MPa，主蒸汽流量40t/h。（ 3）设计限制条件通流尺寸通流面积的改变方法为封堵压力级部分喷嘴， 喷嘴封堵数目为整数， 限制喷嘴出口面积取值；

8、 蒸汽在汽轮机内的膨胀是按照叶栅面积比膨胀的，动叶计算通流面积取值需要由喷嘴出口面积求得；调节级后蒸汽温度调节级后蒸汽温度350，调节级后蒸汽温度超限的原因为调节级焓降过小，增加调节级整级理想焓降可以降低调节级的级后温度；压力级级数压力级级数可减少，至少保留 1 级，不可增加；调节级喷嘴前压力全开调节汽门时，调节汽门及管道压降取o.i5MPa工况1设计结果调节级喷嘴前压力4.05MPa， 工况 2 设计结果调节级喷嘴前压力4.15MPa。机组排汽压力机组排汽压力满足要求：工况一，排汽压力 0.95MPa工况二，排汽压力 0.85MPa（计算时可不考虑冲角损失和极限膨胀损失； 轴封系统及门杆漏汽

9、按5t/ h 考虑）三、设计过程3.1 汽轮机的热力总体任务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， 力求获得高的相对内效率。 汽轮机的通流部分即汽轮机本体中汽流的通道，包括调节阀、级的通流部分和排汽部分。就汽轮机课程设计而言， 其任务通常是指各级几何尺寸的确定及级效率和内功率的计算。3.2 汽轮机变工况热力核算的方法介绍汽轮机整机的热力计算是建立在单级计算的基础上的， 因此研究单级的热力核算对于保证顺利完成整机核算任务有重要的意义。目前，在变工况计算中，根据不同的给定原始条件，单级的详细热力计算可分为： 顺序计算和倒序计算两种基本算法， 此外还有将倒序和顺序结合

10、起来的混合算法。 对调节级的热力核算还有特性曲线算法。顺序算法以给定的级前状态为起点，由前向后计算；顺序算法的优点是计算简单，缺点之一是不能计算临界工况，因为临界工况下，小于临界压力的任一压力值均可作为喷嘴背压， 背压不易确定。 顺序算法的另一缺点是调节级有部分开启调节汽门时不能计算， 因为部分开启时喷嘴前的压力无法求得， 但对全开调门后的喷嘴与动叶可以计算。倒序算法则以级后状态为起点，倒序算法的优点是可以计算级的临界工况， 也可以计算调节级部分开启调节汽门后的喷嘴与动叶。它的缺点是计算繁琐。混合算法中，每级都包括先是倒序后是顺序的若干次混合计算。只有当倒序和顺序计算结果相符合时， 级的核算才

11、可以结束， 然后逐级向前推进。 这三种方法都建立在喷嘴和动叶出口截面连续方程和单级工作原理的基础上，并且计算时，级的流量和几何尺寸是已知的。本设计题目中， 配汽方式对计算结果的影响进行简化处理。 改造后配汽方式采用关闭部分阀门， 其余阀门节流配汽方式。 进行热力设计时， 所选取的工况均认为是节流配汽时阀门全开工况， 可以采用顺序算法。 本题目中背压汽轮机各级压比较大， 复速级及各压力级中流动为临界状态的可能性较小， 可以采用顺序算法， 如计算中出现临界状态，可尝试调整级的焓降改变汽流速度。3.3 本课程设计的基本方法调节级后蒸汽热力状态对其后面的流通部分的热力过程影响很大，故而调节级变工况计算

12、对于整个汽轮机热力工况计算非常重要。以下给出双列调节级热力计算算法。 为简单起见， 仅研究喷嘴调节的配汽方式，并忽略调节中重叠度的影响。单列级的热力计算往往采用由级后到级前的逆序计算， 然后再进行顺序校核计算的迭代算法。 对于双列级， 如果仍然整级采用这种逆、顺序算法，则在初次逆序计算时假设参数较多，如各项有关损失、动叶入口速度和导叶入口速度等， 将它们放在同一层迭代， 由于彼此之7间相互耦合，使得迭代次数较多，影响了计算速度。为此，本设计可以采用将双列级从结构上分为两组的算法：第一组由转向导叶和第二列动叶构成， 第二组由喷嘴和第一列动 叶构成；首先对单个组进行热力计算，然后对级整体做进一步计

13、算， 这样，将多个假设量分割开而分别进行迭代计算，使迭代次数降低， 从而提高了计算速度。同时，仅须已知该级的有关几何特性及级前蒸 汽参数和级后压力便可进行热力计算。单组的热力计算采取迭代法，每轮计算分逆序计算和顺序计算两步。倒序计算目的是在已知蒸汽流量、 通流部分结构和组后蒸汽状态 的前提下，喷嘴（导叶）和动叶出口截面连续流动方程为基础确定组的 各处蒸汽状态，具体思路与方法提供如下参考：3.3.1 级的变工况热力核算方法一一倒序算法*Po*P1P11110.图1级的热力过程线8计算从3点开始，已知3点状态，估 计各项损失（叶轮摩擦损失、叶高 损失、漏气损失和余速损失等）计鼻氐2的林杰套数，异求

14、得w21 和M 21.Gb1V21w21 =M21计算动叶所后参数，店迭代法对后天的估计值进行校核，得到喷嘴出口状态点1,&b1 =2w2112.M1 =* 财-(/w11初次计算为估计值.h 11 gW11 sin T2 / 2AGb1b k 2 P21 / V21M21 .1此时为临界工况，各项参数为临界 参数，计算动叶栅喉部临界压力P2c = P21 (G 2kGc1 )k 1AbkP21 v21计算 w2c ；：h0c W21、：2 ：21结束图2倒序计算程序图103.3.1.1汽轮机热力核算倒序计算示例 (1)对原机组额定工况进行校核下面给出单级的倒序计算过程，其余各级方法相同，其计

15、算步骤如下：1 .排汽压力，排汽温度t3已知，则由蒸汽始值计算软件可查出3点比始值h3aKi(-U-)3dm2-.c22 .根据 h h i = 一 h h u、每hf =100v、% =E0、帆？=估lG2计这四部分损失3 .计算 h2 =h -h1 -5hf She5hc24 . p2 =0.9807MPa 已知5 .已知p2、h2可查出v26 .估计喷嘴个数7 .动叶出口面积Ab =喷嘴出口面积父膨胀比8 .动叶流量 Gb1=GGM100036009 .计算动叶出口相对速度W21=Gb12 Ab10 .计算马赫数M21= Gb1 是否满足亚临界工况Ab , k2 P2/，211 .计算圆

16、周速度u=.6012 .动叶出口相对速度角 久已知sin以可求得久1914.计算动叶出口汽流角.W21 sin ：221 = arcsinc2122213.计算动叶出口绝对速度2uw21C21根据余弦定理cosp=w21u - c21可求得215 .计算余速损失 用0=与与之前估计值相比，计算相对误差并在士0.005范围内，若不在调整估计值，重新计算16 .动叶速度系数”艮据0.850.95进行取值，取0.9217 .计算动叶滞止比始降w21=%b= /（粤）2218 .计算动叶损失 而=（1 -中2）Ahb1019 .估计动叶进口有效相对速度Wii220 .计算动叶理想比给降Ahb1=Ahb

17、10-wL221 . 2点压力已知即排气压力22 .计算2点的给h2=h2-帆23 .计算2点的嫡S2 ,由蒸汽始值计算软件可得24 .计算1的始值几*旭+%025 .动叶前滞止压力P可由软件查得（由1、s2）226 .计算动叶进口动能为w2227. 计算11点始值h11 =hT-w228. 11的压力Pii可由软件查得（hn、s2）29. 11的比体积由软件查得（加、p11）30. 估计撞击损失酬日31. 1点压力Pi =532. 1 点的始值 h1 = hi6%33. 1点的比体积，可由软件查得（pi、几）34.计算喷嘴流量- G - GGn1 二1000360035.计算喷嘴流通面积估计

18、喷嘴个数总喷嘴个数X总喷嘴流通面积36 .计算喷嘴出口绝对速度 6包13An37 .计算马赫数M11 =,Gn1是否M1满足亚临界工况An / k1 P1 138 .动叶进口相对速度角月比日2大20-439 .动叶进口绝对速度角sin%给定值40 .计算动叶进口相对速度，由余弦定理 wI1 = %42 +u2 -2uc11 cos5可求得41 .计算动叶进口相对速度角正弦定理Pn =arcsin（cg）可求得 W1142 .计算冲角9 =日11邛143 .计算动叶进口有效相对速度W11 =wn ose进而分析误差44 .计算撞击损失6he = （W11 sin。）2进而分析误差245 .喷嘴速

19、度系数中根据0.920.98进行取值，取0.97246 .计算喷嘴滞止比始降 弭1=会247 .计算喷嘴损失丸=（1）048 . 1点的压力P1 = P149 .计算1点的给h； =% -斫150 . 1的比容V；由软件可查（Pi、hi）51 . 1的嫡5同上52 .计算0冲的给ho0 =h +Ahn53 . 0*点压力由软件可查（.、h）54 . 0%点温度由软件可查（h、p）55 .估计喷嘴进口速度co256 .计算上级余速损失 钻加;券57 .计算 0 点给 h=h-6hc058 . 0点压力P由软件可查（h、当）59 . 0点比体积v由软件可查（h、p）60 . 0点温度t由软件可查（

20、h、p）61 .计算喷嘴理想比给降Ahn=h0-h；62 . 2点的始h；由软件可查（G、p2）63 .计算整级理想比始降 “ = h0 -h264 .计算反动度Gm =女ht65 .计算轮周损失=孰+济b +济c266 .计算轮周比始降Ahu=Ah-劭n-讥-6hc267 .计算叶高损失的=；儿进行误差分析k14）d68 .计算叶轮摩擦损失 淅=0 一进行误差分析 G69 .计算级的假想速度Ca=2670 .计算假想速比XaCa71 .计算速比xi=- cii72 .计算部分进汽度_喷嘴个数 e二原喷嘴个数73 .计算鼓风损失系数74 .计算斥汽损失系数w = Be - (1 - e -e1

21、包-s - cexae dn3xa75 .计算本级理想给降76 .计算部分进汽损失% =Ke0 (5e=+)进行误差分析77 .级内损失 EM =的 +6he +8hf +Shn +8hb +6hc278 .计算级内有效比给降=和；-工轴79 .计算级的相对内效率、=弛Eo80 .计算级的内功率p=Gdhi(2)机组03年改造工况进行核算算例首先需假设排汽温度t3,其余计算过程和额定工况校核相同。通 过对03年改造工况的核算，我们发现在调节级处出现了倒速度三角 形，处于鼓风工况，并且复速级后出现超温，机组出力不足。正是由 于调节级进汽量太低，由于汽轮机在低负荷下，进汽量和喷嘴组的面 积配合不好

22、，致使汽轮机在低负荷下始降不正常， 最终造成在汽轮机 调节级后混合汽室的h2很高，最终造成汽轮机后汽室温度高，出现 调节级后超温。a一调节级始降较大时 b一调节级始降较小时对于背压机组来说，在相同初参数下蒸汽的理想始降同凝汽 式相比较小，对于多数情况下，背压式汽轮机采用喷嘴调节，阀 门个数较多，调节级始降则根据热负荷变化情况而定，当机组热 负荷变化较大时，宜采用给降较大的双列速度级，以保持背压式 汽轮机在较大工况范围内效率变化不大，如下图可知，在改造后 的流量比通过读图可知，当调节级给降较大时汽轮机的效率较高, 所以我们可知由于调节级的喷嘴和导叶面积与流量不适合导致蒸 汽在调节级内始降减小，导

23、致级后超温，而且机组出力不够。G7G图3流量比(3)通过对机组03年改造工况的核算分析，提出有效解决措施，同时保证机组安全运行通过对03年改造方案的分析可看出 03年改造工况是对压力级通流面积的改造，经过对压力级通流面积的核算得知，每一压力级都是和额定工况的流动情况相似的原则进行堵喷嘴，有计算数据可知，由于对喷嘴堵得比较严重，而使得级后超温，导致机 组出力不足。鉴于上述情况，本次改造提出方案为：通过热力核算，对调 节级以及压力级喷嘴进行合适封堵，并分为夏季工况和冬季工况 分别找出合适的封堵喷嘴数目，如果冬季和夏季都按照夏季工况 进行对压力机的喷嘴进行堵，由于调节级喷嘴出口面积可以进行 调节级前

24、喷嘴组进行调节，所以调节级喷嘴出口面积可以随着负 荷的大小进行变化，所以调节级的喷嘴出口面积可以随负荷大小 进行调节，但是由于压力级喷嘴出口面积只能按照一个工况进行 堵，所以现在对压力机的冬季工况和夏季工况的喷嘴面积经过核 算得知：喷嘴面积调节级 第一列 喷嘴面 积（所 留喷嘴 数目）第一压力 级喷嘴面 积（所留喷 嘴数目）第二压力 级喷嘴面 积（所留 喷嘴数 目）第三压 力级喷 嘴面积（所留 喷嘴数 目）冬季工况（55 吨）11403838夏季工况（40 吨）8403838（导叶能不能堵，如果能堵该如何封堵，提出自己的创新方案？）（4）能够使机组在该改造工况下优化运行，不仅解决复速级后超温问

25、题，同时能够提高机组的效率。通过以上改造优化，成功解决了汽轮机调节级级后超温问题,冬季工况下调节级后温度322.8579 C,调节级功率 2214.8kW,机组有效比始降 248.355967 kJ/kg ,机组相对内效率61.6582%,机组出力大幅增加，最终机组出力达到3449.168kW。夏季工况下调节级后温度297.6765 C,调节级功率1644.178kW,机组有效比始 降218.290544 kJ/kg,机组相对内效率53.2621%,最终机组出力达到 2122.221kW。3.3.2级的变工况热力核算方法一一顺序算法采用顺序计算，即由级前的状态为起点，向级后计算，并以级后状态点

26、作为下一级的级前状态，继续计算下一级，以此类推，由前往 后，逐级进行且超临界不能使用顺序算法6图4级的热力过程线图5顺序计算程序图3.3.2.1 汽轮机热力核算顺序计算具体过程(1)对原机组额定工况进行校核1 .已知级前蒸汽参数、滞止参数及流量，假设喷嘴流量GM、动叶流量Gbi都等于级流量，即Gm=Gbi=Gi2 .计算喷嘴临界流量Gm =0.684人、；高；啸 是否G满足亚临界工况3 .在不小于临界压力Picr范围内，假设喷嘴后压力 Pii4 .由Pii及So0可得hi5 .计算喷嘴滞止理想比给降，h0i=h0i-h6 .计算喷嘴理想比给降 叫=hi-h7 .喷嘴个数Z8.喷嘴的部分进汽度喷

27、嘴个数原喷嘴个数9.喷嘴速度系数中根据0.920.98进行取值，取0.97 i0.计算喷嘴出口流速 丁痴hl2ii计算喷嘴损失、hni=曳二7)212 .计算喷嘴出口比给、hni13 .计算喷嘴流通面积A父总喷嘴流通面积14 .由Pii、hi可得必15 .由连续方程可得喷嘴计算流量GnLAGiVi16 .用求得Gni与已知流量Gni相比，计算相对误差|Gni-Gnil/GniM- 建议取0.005左右，若不满足误差条件，重新进行估算i917 .动叶进口绝对速度角sin 必给定值可求得四18 .计算动叶进口相对速度，由余弦定理w11 = #C12 +u2 -2uc11 cos必 可求得19 .动

28、叶出口相对速度角P2已知sinPz可求得内20 .动叶进口相对速度角A比比大2421 .计算动叶进口相对速度角正弦定理Ph narcsimc1*%）可求得Wii22 .计算动叶冲角u-i，i23 .计算动叶进口有效相对速度 wii=wii cos/.、224 .计算动叶撞击损失、1=_（wW-25 .计算动叶进口动能 8=2000 （wii cos。）226 .计算ii点比给加=几十处27 .ii 点压力 pii =pi28 .由ii点压力及比始可得tii、vii、sii29 .计算i*点比给h* =hii+8hw30 .计算动叶出口面积 A =喷嘴出口面积父膨胀比31 .由 h*、sii 可

29、得 p；、t；、vi*32 .计算动叶的临界流量Gcbi =0.648人、6万是否AGbi满足亚临界工况33 .在不小于临界压力内范围内，假设动叶后压力P2i34 .由P2i、子可得h235 .计算动叶滞止理想比给降送=h* - h236 .计算动叶理想比给降hbi = hii - h237.动叶速度系数中根据0.850.95进行取值，取0.9238 .计算动叶出口流速W21 =2；：hbi239 .计算动叶损失、% =也!（4_1）2 1- 240 .计算动叶出口比给h2 =h2 、hi41 .由 h2、P21 可得 v242 .计算动叶流量Gbi =Aw2，V2计算相对误差Gbi -Gbi

30、yGbi, 建议取0.005左右，若不满足误差条件，重新进行估算43 .计算动叶出口绝对速度C2i = , w2i-u2=2w2iu cos丁244 .计算动叶出口汽流角;2i = arcsin W2isin 2C2i45.计算余速损失、几22C2123046 .由 P2、s0 可得 h247 .计算级滞止比始降，ht0=h；-h；48 .计算反动度一49 .计算轮周比始降.:儿，汕t0 -、hn -、几-、几50 .计算轮周损失=hnhb hc251 .计算叶高损失必须其中2k (u )3d252 .计算叶轮摩擦损失 个J(i00) dmG、53 .计算鼓风损失系数w = Be1(1-e -

31、ec)Xa3e 254.计算斥汽损失系数1 Sn 力一edn55 .计算本级理想给降 Eo =Ah -h5hc256 .计算部分进汽损失 时=法0 ( -e = w+之)57 .计算级的假想速度ca = , 2.m。58 .计算假想速比Xa =-ca59 .计算速比Xi = cii60 .级内损失 7 h = hl - ,n 一 hf - 通 - Bhb - Bhc261 .计算级内有效比始降.m=；h ”二h62 .计算级的相对内效率i =也Eo63 .计算级的内功率 Pi =G也(2) (3) (4)步骤同上，采用顺序计算是对倒序计算的校核, 故计算结果参照倒序算法结果。3.4上述计算过程

32、需要注意的问题(1)对双列级的核算要按照双列调节级的变工况计算方法进行核算。(2)蒸汽在汽轮机内的膨胀是按照叶栅面积比膨胀的。(3)增加调节级整级理想给降可以降低调节级的级后温度。(4)通过对各个工况下的计算，分析出调节级后超温原因，提出自 己的认为合适的解决方案。四、参考文献:1沈士一，庄贺庆，康松，庞立云.汽轮机原理M.北京：中国电力出版社.1992.2李维特，黄保海.汽轮机变工况热力计算M.北京：中国电力出版社.2001.3冯慧雯.汽轮机课程设计参考资料M.北京：水利电力出版社.1992.4王乃宁，张志刚.汽轮机热力设计M.北京：水利电力出版社.1987.5付林，江亿.双列调节级变工况热

33、力计算方法及应用J.热能动力工程，1999, 6:473-476.附：机组原始资料B12-50 / 10型背压式汽轮机原始资料1.基本参数:项目正常参数工作转速额定功率背压背压变化范围Po(MPa)to(oC)n(r / min)Nm(kW)Pk(MPa)数据4.94353000120000.98071.2748-0.78452.热力特性:1 工弋;况汽轮 机内 效率电机 效率机械 损失背压进汽量汽耗kJ / (kW ,h)1(%)“(%)kWMPaDo(t/h)计算值保证值设计工 况74.63972500.9807151.712.3412.796高背压 工况74.37972501.27411

34、7214.114.622低背压 工况73.93972500.78453136.611.02511.4333.配汽数据:项目 喷嘴进汽度喷嘴出口面积喷嘴数阀径阀数工考Fp(cm2)一 ， 2、 工Fo(cm )zp-zp(mm)(只)10.07240.072417.317.307750220.10350.175924.7242.02101760230.10350.279424.7266.74102760240.05180.331212.3679.1053260150.05180.383012.3691.465376014.各级温度、压力及功率:级别CZ34设计级后温度t2（oC）34331429

35、1266工况背压 p2（MPa）1.98961.56491.233450.9807内功率Noi（kW）6970210719741932高背级后温度t2（oC）352325298269压工背压 p2（MPa）2.32581.86251.53731.2748况内功率Noi（kW）6650222019451857低背级后温度t2（oC）339301275248压工背压 p2(MPa)1.70161.31310.98550.78453况内功率Noi（kW）70181997186219965.各接管口径及流速:项目主汽管排汽管接管内径（m）2M0.1952M 0.412接管面积（m2）0.05970.2

36、666设计工况流量 Q (kg/s)41.66741比容 v (m3/ kg)0.0630.245流速c (m/s)43.96337.678变工况，/、，3 ，、(QV )max(m Is)2.97514.167Cmax (m/s)46.81753.1386.通流部分热力过程线（设计工况）43067.9 kJ/kg02979.4 kJ/kg435 c1.C3027.1 kJ/kg3283.7 kJ/kg3056.4 kJ/kg3020.8 kJ/kg2975.4 kJ/kg3118.5 kJ/kg3024 kJ/kg7.通流部分尺寸及动静叶片:级别C23412喷嘴节径DC(mm)1150106

37、610751082身度1c (mm)27.235314047型线TC-2ATP-3A25TC-1A(1)弦长Bc(mm)51.4635.9947.95数目Zc37(138)90节距tc(mm)37.40026.18037.21037.57537.769相对节距tC =tC /BC0.7270.7270.7760.7830.788安装角Pb38 ,77 2032 30sin必0.2430.4290.19800.19970.2018动叶节径DL(mm)1150106710761083身度lL(mm)3139334249型线TP-1ATP-5A25TP-1A(1)弦长BL(mm)41.04341.1

38、5925.50数目Zl136134202节距tL(mm)26.56526.96116.59416.73416.843相对节距卜=h / Bl0.6470.6550.65070.65620.6605安装角A77 2077“79：sin 口20.31250.560.34200.32200.344240进汽度W0.383111Fc = n * Dc w Lc *sina1 中名(mm)9145.820555.826977.232240.1Fl =n w Di * Li * sin P2 中名(mm)13404.737831.648768.457383.3Fl/Fc (膨胀比)1.84041.8078

39、1.77998.变工况计算:参数 工 L 初压Po(MPa)初温 to(C)背压Pk(MPa)流量D0(t/h汽轮)机内功率NOi(kW)汽轮机效率“(%)汽耗q(kJ /kW h)备注14.94350.98071351183175.612.0124.94350.98071201025473.712.3134.94350.980710586427112.7944.94350.980790666163.814.22、03年改造时机组改造时原始资料03年改造时加工的静叶堵环：堵环材料为1Gr13,厚度为3-5mm1.第二级隔板(第一压力级)：共做堵环 19片，尺寸见下图:每叶根部节距36mm ,顶部节距38.4mm3叶堵环2叶汽道1片，3叶汽道8片，4叶汽道10片。2.第三级隔板（第二压力机）：共做 19片内径节距36mm,外径节距39mm,尺寸如图:2叶汽道-2片，内弧长72+1,外弧长78-13叶汽道4叶汽道7片，内弧长108+1,外弧长117-111片,内弧长144+1,外弧长156-13.第四级隔板（第三压力机）：共做堵环15片外径节距 39.8mm,内径节距 36mm,尺寸见图:2叶汽道1片，3叶汽道1片，4叶汽道4片，5叶汽道9片。