17MW凝汽式汽轮机设计

17MW凝汽式汽轮机设计任务书

目 录

第一章 17MW凝汽式汽轮机设计任务书…………………………………………2 第二章 多级汽轮机热力计算………………………………………………………3 第三章 通流部分选型及热力计算………………………………………………12 第四章 压力级的计算……………………………………………………………19 第五章 整机校核……………………………………………………………27 参考文献.........................................................28

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第一章 17MW凝汽式汽轮机设计任务书

1.1 设计题目 ： 17MW凝汽式汽轮机热力设计 1.2 设计任务及内容

根据给定条件完成汽轮机各级尺寸的确定及级效率和内功率的计算。在保证运行安全的基础上，力求达到结构紧凑、系统简单、布置合理、使用经济性高。

汽轮机设计的主要内容： 1.确定汽轮机型式及配汽方式；

2.拟定热力过程及原则性热力系统，进行汽耗量于热经济性的初步计算； 3.确定调节级型式、比焓降、叶型及尺寸等； 4.确定压力级级数，进行比焓降分配；

5.各级详细热力计算，确定各级通流部分的几何尺寸、相对内效率、内功率与整机实际热力过程曲线；

6.整机校核，汇总计算表格。

1.3 设计原始资料

额定功率：13MW 设计功率：10.4MW 新汽压力：3.43MPa 新汽温度：435℃ 排汽压力：0.0055MPa 冷却水温：22℃ 机组转速：3000r/min 回热抽汽级数：3 给水温度：160℃

1.4 设计要求

1.严格遵守作息时间，在规定地点认真完成设计，设计共计两周； 2.完成设计说明书一份，要求过程完整，数据准确； 3.完成通流部分纵剖面图一张（A0图） 4.计算结果以表格汇总。

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第二章 多极汽轮机热力计算

2.1 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

蒸汽流过个阀门及连接管道时，会产生节流损失和压力损失。表2-1列出了这些损失通常选取范围。

表2-1 汽轮机各阀门及连接管道中节流损失和压力估取范围

图2-1 进排汽机构损失的热力过程曲线

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二、汽轮机近似热力过程曲线的拟定

根据经验，对一般非中间再热凝汽式汽轮机可近似地按图

过程曲线。

2-2所示方法拟定近似热力

由已知的新汽参数p0、t0，可得汽轮机进汽状态点0，并查得初比焓h0=3304.2kg/kg。由前所得，设进汽机构的节流损失ΔP0=0.04 P0=0.1372 MPa得到调节级前压力P0＇= P0 - ΔP0=3.3MPa，并确定调节级前蒸汽状态点1。过1点作等比熵线向下交于Px线于2点，查得

3304.2 2120 1184.2h2t=2128kj/kg，整机的理想比焓降 htmac h0 h2t 3304.2-2130=1176 kj/kg。由上估计

'

＇进汽量后得到的相对内效率ηri=82.4%，有效比焓降Δhtmac=（Δhtmac）ηri=1174.2×

0.824=969kj/kg，排汽比焓hz h0 htmac 3304.23304.2-967.5=2335.2 kj/kg，在h-s图上得排 986.328 2317.872汽点Z。用直线连接1、Z两点，在中间3'点处沿等压线下移12～15 kj/kg得3点，用光滑连接1、3、Z点，得该机设计工况下的近似热力过程曲线，如图2-2所示。

图2-2 12MW凝汽式汽轮机近似热力过程曲线

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2.2 汽轮机总进汽量的初步估算

一般凝汽式汽轮机的总蒸汽流量D0可由下式估算：

D0

3.6Pe

ri

h

mac't

g

m D

m

式中 Pe ———汽轮机的设计功率， KW ； htmac ——通流部分的理想比焓降，Kj/kg ；

'

ri ———汽轮机通流部分相对内效率的初步估算值 ；

g ———机组的发电机效率 ； m ———机组的机械效率 ；

D ———考虑阀杆漏气和前轴封漏汽及保证在处参数下降或背压升高时仍能发

出设计功率的蒸汽余量，通常取=3%左右，t/h

m ————考虑回热抽汽引起进汽量增大的系数，它与回热级数、给水温度、汽

轮机容量及参数有关，通常取m=1.08～1.25，

设m=1.15 ΔD =1.5 t/h m=0.99 g=0.97则

D0=3600*10.4*1.15/（1176*0.824*0.99*0.97） +1.5=47.7

蒸汽量 D包括前轴封漏汽量 Dl=1.00t/h Dej=0.5t/h D/D0=3%。 调节抽汽式汽轮机通流部分设计式，要考虑到调节抽汽工况及纯凝汽工况。 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下以纯凝汽工况作为设计工况进行计算。

2.3 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，就可进行回热系统的热平衡计算。

一、回热抽汽压力的确定 1. 除氧器的工作压力

给水温度tfw和回热级数zfw确定之后，应根据机组的初参数和容量确定除氧器的工作压力。除氧器的工作压力与除氧效果关系不大，一般根据技术经济比较和实用条件来确定。通常在中低参数机组中采用大气式除氧器。大气式除氧器的工作压力一般选择略高于大气压力即0.118MP，对应的饱和水温度 =104.25℃。考虑到非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，本机采用70%负荷以下时除氧器与H2高压加热器共汽源的运行方式，

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故除氧器工作压力高出0.024 MPa。同样方法可选取各低压加热器的出口水温（见表2-2）

2. 抽汽管中压力损失 pe

在进行热力设计时，要求 pe不超过抽汽压力的10%，通常取 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. 表面式加热器出口传热端差 t

由于金属表面的传热阻力，表面式加热器的给水出口水温tw2与回热抽汽在加热器中凝结的饱和水温te'间存在温差 t=te'-tw2称为加热器的出口端差，又称上端差，经济上合理的端差需通过综合的技术比较确定。一般无蒸汽冷却段的加热器取 t=3～6℃

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，可以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，各级加热器的给水出口水温tw2也就确定了。根据上端差 t可确定各级加热器内的疏水温度te'，即te'=tw2+ t。从水和水蒸气

'

热力性质图表中可查得te'所对应的饱和蒸汽压力-----个加热器的工作压力pe。考虑回热抽'汽管中的压力损失，可求出汽轮机得抽汽压力pe，即pe=pe+ pe。在汽轮机近似热力过程

曲线中分别找出个抽汽点得比焓值he，并将上述参数列成表格如下：

表2-2 25MW凝汽式汽轮机即热汽水参数

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二、各级加热器回热抽汽量计算 1. H1高压加热器 其给水量为

Dfw=D0-ΔDl+ΔDej=47.7-1.0+0.5=48.27t/h

式中 ΔDl ———高压端轴封漏汽量， t/h；

ΔDl1 ———漏人H2高压加热器的轴封漏汽量， t/h；

ΔDej ———射汽漏汽器耗汽量， t/h。

该级回热抽汽量为：

48.27(675.62 437)

6.24

= (2985 697.39)82.4%t/h

Del

Dfw(hw2 hw1)(he1 he'1) h

2. Hd（除氧器） 除氧器为混合式加热器，其平衡图见图2-3。

图2-3 加热器热平衡图

（a） H1加热器 （b） 除氧器

分别列出除氧器的热平衡方程是与质量平衡式：

'

Dedhed ( Del Dl1)he' Dcwhw1 Dfwhed

Dcw Dl1 Ded Del Dfw

解得： Ded=1.63 t/h Dcw=39.63t/h

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3. H2 低压加热器

其凝结水进口水温

tw1 与凝汽器压力及流经抽汽冷却器的温升有关。当凝汽器压力

Pc=0.005MPa时，对应的凝结水饱和温度tc=32.879℃,

凝结水流经抽汽冷却器的温升可根据冷却器的热平衡式求得。

H2低压加热器凝结水进口水温hw1=150.671kj/kg。

tw1=32.879+3=35.879℃，对应的比焓升值

Dcw(hw2 hw1)37.12 (437 150.67)

5.095

(he2 he'2) h(2709.5 437) 0.98

H2低压加热器的计算抽汽量为： De4

t/h

2.4 流经汽轮机各级机组的蒸汽两级及其内功率计算

调节级：

D0=47.7 t/h

Pi0=D0(h0-h2)/3.6=47.7×（3304.2－3089.2）/3.6=2848.75kw

（调节级后压力为1.226Mpa，h2=3089.2.1kj/kg）

第一级组：

D1=D0-ΔDl=47.7-1.0=46.7 t/h

Pi1=D1（hl-he1）/3.6=46.7×（3089.2－2985）/3.6=1351 kw

第二级组：

D2=D1-ΔDel=46.7-6.24=40.46 t/h

Pi2=D2（he1-hed）/3.6=40.46×（2985－2709.5）/3.6=3086 kw

第三级组：

D3=D2-ΔDed=40.46-1.63=38.83 t/h

Pi3=D3（hed-h2）/3.6=38.83×（2709.5－2530）/3.6 =1936.1kw

第四级组：

D4=D3-ΔDe3=38.83-4.77=33.73t/h

Pi4=D4（h2-hz）/3.6=33.73×（2530－2335.2）/3.6=1825.2 kw

整机内功率：

Pi=ΣPi=2848.75+1351+3086+1936.1+1825.2=11046 kw

2.5 计算汽轮机装置的热经济性

机械损失

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ΔPm=Pi(1-ηm)=11046×(1-0.99)=110.5 kw

轴端功率

Pa=Pi-ΔPm =11046-110.5=10936 kw

发电机功率

Pe=Paηg=10936×0.97=10608 kw

校核

（10608-10400）/10400×100%=2.0%

符合设计工况Pe=13600kw的要求，原估计的蒸汽量D0正确。 汽耗率：

D0 10347700

4.58t/h d

P10400e

4.58

不抽汽时(回热抽汽阀停用)估计汽耗率：

D0 103

d =3.785t/h

D0(h0 hz)[ Pm] m

3.6

汽轮机装置汽耗率：

q d(h0 hfw) =4.58×（3304.2－675.62）=12038.89KJ/(kw.h)

汽轮机装置的绝对电效率：

el

3600

100%=3600/12038.89=29.9% q

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据数算计衡平

热据机 轮数汽 式本汽 凝基WM52 3-2表

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第三章 通流部分选型及热力计算

3.1 通流部分选型

一 、排汽口数和末级叶片

凝汽式汽轮机得汽缸数和排气口数是根据其功率和单排汽口凝汽式汽轮机得极限功率确定得。但汽轮机的功率大于单排汽口凝汽式汽轮机的极限功率时，需要采用多缸和多排汽口，但很少采用五个以上汽缸的。

当转速和初终参数一定时，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：

Abz

pel

=0.19 m2

3162pc

式中 pel————机组电功率， KW ； pc————汽轮机排汽压力，KPa 。

二 、配汽方式和调节级选型

电站用汽轮机的配汽方式有称调节方式，与机组的运行要求密切相关。通常有喷嘴配汽、节流配汽、变压配汽及旁通配汽四种方式。我国绝大多数采用喷嘴配汽方式。采用喷嘴配汽的汽轮机，其蒸汽流量的改变主要是通过改变第一级组的工作面积来实现的，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。调节级型式与参数的选择在设计中是相当重要的，与汽轮机的容量大小、运行方式等因素有关。

1．调节级选型

由于双列级能承担较大的理想比焓降，一般约为160～500Kj/kg；但它的级效 率几整机效率较底，在工况变动时其级效率变化较单级小；采用双列级的汽轮机级数较少，结构紧凑，因为其调节级后的蒸汽压力与温度下降较多，所以除调节级汽室及喷嘴组等部件需较好的材料外，汽缸与转子的材料等级可适当降低，从而降低机组造价，提高机组运行的可靠性。故选用双列调节级。

2．调节级热力参数的选择

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（1） 理想比焓降的选择

目前国产汽轮机调节级理想比焓降选取范围如前所述：双列级约为160～500Kj/kg。故选调节级比焓降为300 Kj/kg。

（2） 调节级速度比xa uca的选择

为了保证调节级的级效率，应该选取适当的速度比，它与所选择的调节级型式 有关。通常双列级速度比的选择范围为 xa 0.22～0.28 。故选xa 0.24.

（3） 调节级反动度的选择

为提高调节级的级效率，一般调节级都带有一定的反动度。由于调节级为部分 进汽级，为了减少漏汽损失反动度不适宜选的过大。双列调节级各列叶栅反动度之和 m不超过13%～20%。故选取 m= 18%。

3、调节级几何参数的选择 （1） 调节级平均直径的选择

选择调节级平均直径是通常要考虑制造工艺调节级叶片的高度以及第一压力级 的平均直径。一般在下列范围内选取：中低压汽轮机（套装叶轮）取dm=1000～1200mm 。故选dm=1100mm。

（2） 调节级叶型及其几何特性

调节级的叶型，尤其是双列调节级的叶型，通常是成组套装选择使用的。国产 汽轮机调节级最常用的叶型组合为苏字叶型。故可选择如表3-1的叶型：

（4）汽流出口角 1和 2的选择

喷嘴与动叶汽流出口角 1和 2对叶栅的通流能力作功大小及效率高低有较大的影响。决定叶栅出口角大小的最主要因素是相对节距和安装角，喷嘴与动叶有一确定的出口角，往往需要通过对叶片数及相对节距的试凑来满足 1和 2的要求。

3.2调节级详细热力计算

1. 第一列喷嘴的计算

（1）第一列喷嘴出口汽流出口速度及喷嘴损失

第一列喷嘴中理想比焓降 hn (1 m) ht （1－0.2）×280＝224kj/kg (1

2

c0

0 kj/kg 初速动能 hc0

2000

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式中 c0——————进入喷嘴的蒸汽初速，m/s

*

滞止理想比焓降 hn hn hc0 224kj/kg

669.3 m/s 第一列喷嘴出口汽流理想速度

c1t 第一列喷嘴出口汽流实际速度 c1 c1t=0.97×669.3=649.2 m/s

*

第一列喷嘴损失 hn (1 2) hn=(1-0.972)×224 =13.24 kj/kg

式中 ——————喷嘴速度系数

(2) 第一列喷嘴出口面积

An

G13.25

104 0.17 10000 34.7 c1t0.97 669.3

(3)

An ln

zntnsina

0.25×π×1100×

2. 第一列动叶的计算

第一列动叶中理想比焓降 hb m ht 0.18×280=50.4kj/kg 第一列动叶进口汽流方向

0sin14.5° 649.2×c1sina1 1° 1 tan tanc1cosa1 u 1

u

dmn

60

1100 3000

60

172.7 m/s

c1sina1649.2sin14.50

第一列动叶进口汽流速度 w1 485.1 m/s 0

sin 1sin19.6第一列动叶进口速度动能 hw1 w12 485.12 117.66 kj/kg

*

第一列动叶滞止比焓降 hb hb hw1=50.4+117.66=168.06 kj/kg 579.74m/s 第一列动叶出口汽流理想速度 w2t 第一列动叶出口汽流实际速度 w2 w2t 0.92×0.925 579.74=533.36 m/s 515.12 476.48

式中 ——————动叶速度系数 ，取 =0.92 第一列动叶出口绝对速度之方向

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w2sin 2533.36sin16.60 1

2 tan tan 21.40 0

w2con 2 u533.36cos16.6 172.7

1

w2sin 2533.36sin16.60

c2 417.2 m/s 0

sina2sin21.4

*

第一列动叶损失 hb (1 2) hb (1 0.922)168.06=25.8 kj/kg 161 24.722

c2417.22

87.0 kj/kg 余速损失 hc2

20002000

动叶一般采用减缩通道,其通道出口面积Ab的计 算方法与喷嘴相同

Ab

Gv213.25 0.2

104 104 51.2 cm2 w2 b0.97 533.36

式中G——————通过动叶的蒸汽流量,通常取喷嘴中流量值,而将叶顶漏汽作为叶顶漏

汽损失予以考虑 第一列动叶高度lb

Ab

lb e dbsin 23.导叶的热力计算（1）导叶汽流出口速度及喷嘴损失

导叶中理想比焓降 hn m ht 0.010.0×280=2.8kj/kg

*滞止理想比焓降 hn hn hc0 2.8+87=89.8 kj/kg 44.72 355.32导叶出口汽流理想速度 c1t m/s

导叶出口汽流实际速度 c1 c1t=0.94×423.78=398.35 m/s

*

导叶损失 hn (1 2) hn=(1-0.942)×89.8=10.45 kj/kg

式中 ——————喷嘴速度系数

(2) 导叶出口面积 An

Gv1t13.25 0.21

104 104 67.69 cm2 nc1t0.97 423.78

(3) 导叶出口高度

Ab67.69 102

20.3 mm ln o

e dsina0.23 1100sin25

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4. 第二列动叶的计算

第二列动叶中理想比焓降 hb m ht 0.02×280=5.6 kj/kg 第二列动叶进口汽流方向

0° 398.35×sin25c1sina1332.23sin24.8 10

° 1 tan tan0

c1cosa1 u332.23cos24.8 172.7398.35×cos25°-172.7

1

0398.35×sin25° c1sina1332.23sin25

第二列动叶进口汽流速度 w1 sin 1sin400Sin41.6°

第二列动叶进口速度动能 hw1 w12 2522 31.75kj/kg

*

第二列动叶滞止比焓降 hb hb hw1=5.6+31.75=37.35 kj/kg 44.7244.72×229.9第二列动叶出口汽流理想速度 w2t √37.35 =273.3 m/s

第二列动叶出口汽流实际速度 w2 w2t 0.95273.3=259.6m/s 0.95 ×209.7 218.44式中 ——————动叶速度系数 第二列动叶出口绝对速度之方向

w2sin 2259.6sin230 1

2 tan tan 56.780 0

w2con 2 u259.6cos23 172.7

1

w2sin 2259.6sin230

c2 121 m/s

sina2sin56.780

*

第二列动叶损失 hb (1 2) hb (1 0.952) 37.35 3.64 kj/kg 2

c21212

7.32 kj/kg 余速损失 hc2

20002000

动叶一般采用减缩通道,其通道出口面积Ab的计 算方法与喷嘴相同

Ab

Gv2t13.25 0.215

104 104 113.1 cm2 bw2t0.97 259.6

式中G——————通过动叶的蒸汽流量,通常取喷嘴中流量值,而将叶顶漏汽作为叶顶漏

汽损失予以考虑

第二列动叶高度lb

11310 Ab2

lb e dbsin 2

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表2-5

双列级热力计算数据表

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第四章 压力级的计算

4.1各级平均直径的确定

（1）第一压力级平均直径的确定：

选取速度比：Xa 0.48，级的理想比焓降 ht 50 kj/kg

1dm 0.2847X 0.2847 0.48 0.966m

选取首末两级平均直径比为0.39

1

2dm0.966

（2）凝汽式汽轮机末级直径的估取：dm 2.05m

（3）确定压力级平均直径的变化：在横坐标上取长度为25cm的线段BD，用以表示第一压力级至末级动叶中心的轴向距离，在BD两端分别按比例画出第一压力级的平均直径。根据所选择的通道形状，用光滑的曲线将A,C两点连接起来，A,C曲线即为压力级各级的直径变化规律，如图（4-1）。

4.2级数的确定及比焓降的分配

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（1） 级数的确定： ① 力级的平均直径确定：

C

A

B

1

2

3

m-1

D

图 4-1 压力级平均直径变化规律

设m=9级

m

0.966 1.01 1.06 1.08 1.12 1.16 1.27 1.38 1.56 1.8 2.01

1.248

m

②压力级平均理想比焓降 t

t 12.337 (1.34 0.48)2 92.5 kj/kg ③级数的确定：

压力级的理想比焓降为： htp 969.9 kj/kg 选取重热系数： =0.03

Z

htp(1 )

t

920 (1 0.05)

10.8 取整后为11级

校核 ：

p hi

其中 取0.03 ri p 0.82 4

ht

（2）比焓降的分配：

①各级平均直径的求取：求得压力级段后，在将图中线段BD重新分为（10 1）= 9等分，

在原拟定的平均直径变化曲线A，C上求出各级的平均直径。

②各级比焓降的分配：

根据求出的各级的平均直径，选取响应的速度比，根据 ht 12.337(dmXa)2求出各级的比焓降。

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表4-1比焓降分配辅助用表格

4.3各级的热力计算

1．根据喷嘴压力比和容积流量，选择喷嘴型线，叶片宽度Bn，叶片数ZN,节距tn,及出口角a1;

2. 计算喷嘴出口汽流速度，并根据连续方程计算喷嘴出口面积An及叶片高度ln; 3. 根据喷嘴高度确定动叶高度lb,然后用连续方程计算动叶出口角B2,选定动叶型线，叶片高度Bb,叶片数zb和节距tb;

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，最终确定该级所能达到的级效率和内功率。 6.各级的热力计算数据汇总于表4-2

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3.43Mpa

3.2928Mpa 1.226 Mpa 1.15Mpa 0.84Mpa

3302.95 kj/kg

0.7Mpa 1176kj/kg 710.747 kj/kg

0.36Mpa

0.28Mpa

0.19Mpa

0.12Mpa

h

0.043Mpa

0.055Mpa 2335.2 kj/kg 2128.2 kj/kg

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