600MW冲动式低压缸设计书 - 图文

汽轮机课程设计说明书 （低压缸） 热能与动力工程5班 20103852 张安兵

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1.1汽轮机简介

1引言

汽轮机是以蒸汽为的旋转式热能动力机械，与其他原动机相比，它具有单机功率大、效率、运行平稳和使用寿命长等优点。

汽轮机的主要用途是作为发电用的原动机。在使用化石燃料的现代常规火力发电厂、核电站及地热发电站中，都采用汽轮机为动力的汽轮发电机组。汽轮机的排汽或中间抽汽还可用来满足生产和生活上的供热需要。在生产过程中有余能、余热的工厂企业中，还可以应用各种类不同品位的热能得以合理有效地利用。由于汽轮机能设计为变速运行，所以还可用它直接驱动各种从动机械，如泵、风机、高炉风机、压气机和船舶的螺旋桨等。因此，汽轮机在国民经济中起着极其重要的作用。

1.2 600MW汽轮机课程设计的意义

电力生产量是衡量一个国家经济发展水平的重要标志之一。电力工业为国民经济各个领域和部门提供电能，它的发展直接影响着国民经济的发展速度，因此，必须超前发展。装机容量从1949年占世界第25位，到如今的世界前列。电力事业发展的宏伟目标，要求汽轮机在容量和效率方面都要上一个新的台阶，在今后的一段时间内，我国火电的主力机组将是300MW—600MW亚临界机组，同时要发展超临界机组。

1.3汽轮机课程设计要求：

1）汽轮机为基本负荷兼调峰运行

2）汽轮机型式：反动、一次中间再热、凝汽式

1.4设计原则

根据以上设计要求，按给定的设计条件，选取有关参数，确定汽轮机通流部分尺寸，力求获得较高的汽轮机效率。汽轮机总体设计原则为在保证机组安全可靠的前提下，尽可能提高汽轮机的效率，降低能耗，提高机组经济性，即保证安全经济性。承担基本负荷兼调峰的汽轮机，其运行工况稳定，年利用率高。设计中的计算采用电子表格来计算，绘图采用手绘图,计算表格和附图统一见附录。

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2 汽轮机结构与型式的确定

2.1汽轮机参数、功率、型式的确定 2.1.1 汽轮机初终参数的确定

常规超临界机组的主蒸汽和再热蒸汽温度为538℃～560℃，典型参数为24.2MPa/566℃/566℃，对应的发电效率约为41%。参考《汽轮机原理》（中国电力出版社）P152表7-2石洞口二厂D4Y454汽轮机和GB/T-754-2007 《发电用汽轮机参数系列》选定参数如下：

（1）主蒸汽及再热蒸汽压力、温度

主蒸汽压力 24.2MPa 主蒸汽温度 566 ℃ 再热蒸汽汽压力 3.703MPa 再热蒸汽温度 566 ℃ （2）汽轮机排汽参数

汽轮机高压缸排气压力 Pa=4.114MPa 排气温度Ta=306.8℃ 汽轮机中压缸排气压力 Pb=1.082MPa 排气温度Tb=379.6℃ 汽轮机低压缸排气压力 Pc=5kPa 排气温度Tc=32.9℃

2.1.2汽轮机设计功率的确定

表1 经济工况功率 铭牌功率（夏季） VWO阀门全开工况 最大连续功率工况TMCR 600MW 600MW 648MW 638.5MW

2.1.3汽轮机型式的确定

由设计任务书及已经选取的相关参数可确定汽轮机型式为：

N600-24.2/565/565型、反动式、一次中间再热、水冷凝汽式、基本负荷兼调峰运

行汽轮机

2.2 汽轮机转速、调节方式和回热再热形式确定

我国电网调波为50Hz，发电机最高转速为3000rpm，故选取汽轮机转速为：3000rpm(偏差为±3转)。转速n=3000 r/min。

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电网中带基本电荷的机组，可以采用喷嘴调节方式，也可以采用节流调节方式，电网中的调峰机组应该采用喷嘴调节方式。喷嘴调节方式是为了发挥机组的经济性，且目前我国制造的汽轮机绝大多数都采用喷嘴调节方式，所以综合考虑来说，我们选择喷嘴调节方式。

汽轮机机组热力设计基本参数的选取

表2 项目 机组型号 机组型式 新汽压力 新汽温度 排汽压力 额定功率 额定转速 给水温度 回热级数 再热压力 再热压力损失 再热温度 选取参数 N600─24.2/566/566 一次中间再热反动式、水冷式基本负荷兼调峰汽轮机 24.2MPa 566℃ 0.005MPa 600MW 3000rpm 280.9℃ 8级回热，3个高温加热器、1个除氧器、4个低温加热器 3.703MPa 0.329 MPa 566℃ 给水回热的经济性主要取决于给水的最终温度和回热级数，给水温度越高、回热级数越多，循环热效率也越高。当加热级数一定时，给水温度有一最佳值，加热级数越多，最佳给水温度越高。当给水温度tfw一定时，随着回热级数Z的增加，附加冷源热损失将减小，汽轮机内效率?i相应增高。以做功能力法分析，有限级数的回热加热，在回热加热器中必引起有温差?tr的换热，从而产生回热过程的?Er及相应的附加冷源热损失。但随着级数Z的增加，?tr减小，不利于影响减弱。工程上级数Z增加，汽轮机抽汽口与回热加热器增加会使投资增加，从技术经济角度考虑经济性提高与投资增加间的合理性，本设计选取：回热系统有8级非调整抽汽，分别供给3台高压加热器、1 台除氧器和4台低压加热器。其中第7、8号低压加热器为单壳体组合式加热器，布置在凝汽器喉部，各加热器的疏水逐级自流，不设疏水泵。最后一级高压加热

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器疏水至除氧器最后一级低压加热器疏水进入凝汽器。采用双背压凝汽器以提高机组经济性。

2.3汽轮机热力过程线拟定

2.3.1各缸进排汽参数及压损的确定 （1）各缸进排汽参数见下表：

（2）压损的确定

主汽门调节阀中的节流损失ΔP0=0.04* P0=0.04*24.2=0.968 MPa； 调节级前压力P0=24.2-0.968=23.232 MPa

排汽管中的压损ΔPr=0.02*Pc=0.03*4.198=0.127 MPa； Pr‘=4.241-0.127=4.114 MPa

中间再热及连通管压损 ΔPr=0.1*Pr=0.0.4114 MPa； Pr‘’=4.114-0.4114=3.703 MPa

中压、快速截止阀和调节阀压损ΔPr=0.02*Pr=0.074 MPa（中压调节阀全部打开）

项目 高压缸进汽 高压缸排汽 中压缸进汽 中压缸排汽 低压缸进汽 低压缸排汽 压力MPa 24.2 4.114 3.629 1.082 1.039 0.005 温度℃ 566.0 306.8 566.0 379.6 379.2 32.9 焓值kJ/kg 3395.9 2975.0 3599.7 3218.9 3218.8 2478.1 表3

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’

Pr‘’=3.629 MPa

中低压缸连通管中的损失ΔPa=0.04*Ps=0.04*1.082（中压排汽压力）=0.043MPa 低压缸进气压力Ps= 1.039MPa

对于大容量机组可以忽略低压缸排气损失。

2.3.2各缸内效率的估定及热力过程线

对照国内同类机组，估定各缸的内效率：高压缸88%；中压缸91%；低压缸89% 。热力过程线请详见附录。

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3 回热系统初步拟定

3.1 相关参数确定

3.1.1主蒸汽流量G0

对一般的凝汽式汽轮机，其进汽量可按下式估算：

D0?3.6Pec?Htmac??im?gm??D （t/h）

m——考虑回热抽汽使进汽量增大的系数，它与回热级数、给水温度、功率有关，

结合一设计机组的相关参数，取m=1.4；

门杆漏汽所需的新汽量，一般?D≤2%D，这里取为2%D；?D——考虑轴封漏汽、

?Htmac——全机理想焓降（kJ/kg） 由H-S图上查得各个点的参数，可得

?Htmac??H高??H中??H低

＝（3395.9－2910.8+3599.7-3189.7+3218.8-2244.7）KJ/Kg ＝（485.1+410+974.1)KJ/Kg

＝ 1869.2 KJ/Kg ?t?——汽轮机相对内效率，根据相关指标取为: t=90% ?m?——机械效率，参照国内同类型机组，可取为：m=99% ?g?——发电机效率，参照国内同类型机组，取：g=99% 代入公式计算得：D0= 1871.488 t/h

3.1.2 除氧器、高、低加参数，凝汽器参数及加热器温升分配

（1）除氧器出口工作压力和温度的确定

由于本机组设计为中间再热机组，一般采用高压式除氧器，设计工况下，对该汽轮机取为1.06MPa，由此查得饱和水和饱和水蒸汽热力性质表，可求得： tcy=182℃。给水温度与进入汽轮机的参数和高压加热器的个数有关，由设计任务书的要求，汽轮机进汽压力为24.2MPa，参考同类型机组得：给水温度为280℃。

查得在5kPa的背压下饱和水温度为32.9℃,为计算方便，取给水温度为280.9℃。

（2）凝汽器出口压力和温度

较大容量汽轮机的排汽管都设计为具有一定的扩压能力，使排汽的余速动能最大限度地转化为压力能，用以补偿蒸汽在其中的压力损失。良好情况下，可使排汽

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'压力pc与凝汽器出口压力pc接近相等。由于本机组为600MW机组，蒸汽流量大，

所以本机组的排汽初步设计为四排汽，但在实际计算过程中发现由于流量太大导致低压缸最后几级喷嘴和动叶高度太大，于是改为六个低压缸，为六排气。凝汽器设计为双壳体，为了提高机组经济性采用双背压、单流程，可在机组最大出力工况下长期进行。参照同类机组，低压凝汽器出口压力PC低＝0.0049MPa，高压凝汽器出口压力pc'高＝0.0059MPa。由凝汽器出口压力查饱和蒸汽热力性质表可得：当

‘‘=0.0049MPa时，t=32.52℃,当p=0.0059MPa时，t＝35.85℃。 pc低c高（3）高低加参数及加热器温升分配

给水回热的经济性主要取决于给水的最终温度和回热级数，给水温度越高、回热级数越多，循环热效率也越高。当加热级数一定时，给水温度有一最佳值，加热级数越多，最佳给水温度越高。当给水温度tfw一定时，随着回热级数Z的增加，附加冷源热损失将减小，汽轮机内效率?i相应增高。以做功能力法分析，有限级数的回热加热，在回热加热器中必引起有温差?tr的换热，从而产生回热过程的?Er及相应的附加冷源热损失。但随着级数Z的增加，?tr减小，不利于影响减弱。工程上级数Z增加，汽轮机抽汽口与回热加热器增加会使投资增加，从技术经济角度考虑经济性提高与投资增加间的合理性，本设计选取：回热系统有8级非调整抽汽，分别供给3台高压加热器、1台除氧器和4台低压加热器。其中第7、8号低压加热器为单壳体组合式加热器，布置在凝汽器喉部，各加热器的疏水逐级自流，不设疏水泵。最后一级高压加热器疏水至除氧器最后一级低压加热器疏水进入凝汽器。 加热器温升分配：加热器和除氧器采用温升分配（280.9-32.9）/8=31℃

3.1.3分级参数确定

根据前面拟定热力过程线，调节级按高压缸理想焓降的20%且不超过100kJ/kg的原则，高压缸剩余9个压力级按等焓降分配，中、低压缸也按等焓降分配，热力过程线近似为直线，参数如下表所示：

表4 S P △H △S T 调节级级前 6.278 23.232 562.6 调节级级后 6.299 16.279 97.02 502.3 高压缸第1级级后 6.307 14.183 35.99 0.008444 480.1 高压缸第2级级后 6.316 12.288 35.99 0.008444 457.9 高压缸第3级级后 6.324 10.638 35.99 0.008444 435.9 高压缸第4级级后 6.333 9.157 35.99 0.008444 414.0 高压缸第5级级后 6.341 7.872 35.99 0.008444 392.3 高压缸第6级级后 6.350 6.727 35.99 0.008444 370.7 高压缸第7级级后 6.358 5.739 35.99 0.008444 349.3 高压缸第8级级后 6.367 4.863 35.99 0.008444 327.9 汽轮机课程设计说明书 （低压缸） 热能与动力工程5班 20103852 张安兵

高压缸第9级级后 中压缸第1级进口参数 中压缸第1级级后 中压缸第2级级后 中压缸第3级级后 中压缸第4级级后 中压缸第5级级后 中压缸第6级级后 低压缸第1级进口参数 低压缸第1级级后 低压缸第2级级后 低压缸第3级级后 低压缸第4级级后 低压缸第5级级后 低压缸第6级级后 低压缸第7级级后 6.375 7.316 7.324 7.331 7.339 7.346 7.354 7.361 7.380 7.486 7.593 7.699 7.805 7.911 8.018 8.124 4.114 3.703 3.066 2.501 2.070 1.683 1.355 1.082 1.039 0.567 0.299 0.151 0.073 0.034 0.013 0.005 35.99 63.35 63.35 63.35 63.35 63.35 63.35 105.83 105.83 105.83 105.83 105.83 105.83 105.83 0.008444 0.0075 0.0075 0.0075 0.0075 0.0075 0.0075 0.10629 0.10629 0.10629 0.10629 0.10629 0.10629 0.10629 306.8 566.0 535.4 504.7 473.7 442.6 411.2 379.6 379.2 324.6 269.7 214.6 158.9 105.1 50.9 32.9

3.1.4 各抽汽参数确定

（1）漏汽量的确定：

漏汽包括门杆漏汽和轴封漏汽： ① 门杆漏汽估计为总进汽量的2%；

② 轴封漏汽有两种情况：一种为最后一片轴封孔口处流速未达到临界速度；另一种为出口处以及达到临界速度。可根据相应状态对应的公式计算处漏汽量； 总得漏汽量估计为总进汽量得3%；

③抽汽量用抽汽系数αi表示,根据回热系统中的抽汽流量可得各个段得抽汽系数 ④各级抽气份额的确定：

根据热平衡的计算：由每段抽出来的蒸汽量放出的热量与给水给过加热器所吸收的热量相等列出热平衡方程，可求得各级相应的抽汽量,并参考同类型机组确定。（2）高低加参数及加热器温升分配

理论计算指出，给水在各加热器之间的焓增按等焓升分配原则，可得到最佳的经济效益。但计算表时，当在10%~20%的范围内偏离等焓分配原则时，对循环执效率的影响很小。但为了计算方便，本设计选取等温升分配的规则，由于进入低加组的温度以及除氧器温度和给水温度均已知，故可以对高地价进出水温度进行合理分配。

本设计中，第一级低加进口温度为31℃，除氧器加热温升在30--40℃之间，因

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此设定除氧器进口温度为156.9℃，考虑到第一级低加抽气为低压缸末端，为了提高效率，可适当增加第一级抽气量。对于高加组，除氧器出口温度为187.9℃，给水温度为280.9℃，等温升分配原则下，各段温升均为31℃。根据初步拟定的热力过程线和分级参数，初步估算回热抽汽流量和各加热器给水流量，如下表所示： 表5 序号 1#高加 2#高加 218.9 249.9 2.270 938.4 1084.8 3.967 3#高加 187.9 218.9 1.198 798.3 938.4 2.270 除氧器 156.9 187.9 0.571 662.2 798.3 1.198 5#低加 125.9 156.9 0.239 528.9 662.2 0.571 6#低加 94.9 125.9 0.084 397.6 528.9 0.239 7#低加 63.9 94.9 0.024 267.5 397.6 0.084 8#低加 32.9 63.9 0.005 137.8 267.5 0.024 给水进口T 249.9 给水出口T 280.9 给水进口P 3.967 给水进口焓 1084.8 给水出口焓 1240.8 给水出口P 6.501 （3）各缸初末参数的确定 GJ3高压加热器

其给水量为

Dfw?D0??Dl??Dl1?1871.488?19?15?8.5?1875.988t/h

?Dl—高压端轴封漏汽量t/h

?Dl1—漏入H2高加的轴封漏汽量t/h

该加热器热平衡方程式为

?1)?h Dfw(hw2?hw1)??De1(he1?he?h—加热器效率，取?h =0．98

该级回热抽汽量为

?De1?Dfw(hw2?hw1)?1)?h(he1?he?1875.988?(1240.8?1084.8)?159.42t/h

(3047.0?1178.3)?0.98H1高加热平衡图如下

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由H-S图，从进口状态P，h0等熵膨胀到h1t ，查得等熵出口比容v1t=0.0180m求出出口压力P1=17.161Pa； （5）喷嘴出口角?1

根据喷嘴叶型表选择ＴＣ－１Ａ喷嘴，出汽角?1=12° （6）喷嘴实际出口焓h1

h1=h0- C1/2000= 3309.18 kJ/kg （7）动叶等熵出口参数h2t，v2t

h2t=h1—?m?ht*= 3304.329 kJ/kg，查H-S得v2t= 0.0178 m（8）喷嘴损失?hn

?hn?(1??)?hn= 5.447 kJ/kg

2*3

/kg

2

3

/kg

（9）喷嘴出口面积An

An?Gn?v1t2

= 0.023186m

?n?C1t（10）喷嘴高度ln

ln?An= 33.3mm 为制造方便取ln=34mm

e?dmsin?1（11）动叶高度lb

由ln查?t，?r：?t=1.5mm, ?r = 0.5mm；参考汽轮机教材 叶高与盖度之间的关系如表5所示：

叶高与盖度之间的关系（mm）

表7

喷嘴高度ln 叶顶盖度?t 叶根盖度?r p50 1.5 0.5 51~90 2 1 91~150 2~2.5 1~1.5 f150 2.5~3.5 1.5 汽轮机课程设计说明书 （低压缸） 热能与动力工程5班 20103852 张安兵

直径之差（db-db）

1 1 1 1~2 lb?ln??lt??lr= 0.036 m

（12）求动叶进气气流相对速度w1和进气角?1

22 w1?C1?u?2?C1?ucos?1=246.85m/s,?1?arcsinC1?sin?1 =20.53° w1（13）动叶前蒸汽参数

由h1和P1查焓熵图得到s1和v1

p1＝17.16MPa s1＝6.291kJ/(kg.k) v1＝0.0182m3/kg

*（14）动叶理想比焓降?hb和动叶理想比焓降?hb

?hb??m??h=4.851 kJ/kg；?hb??hb??hw1 t*（15）动叶出口气流相对速度w2

w2t?2?m?ht*?w12= 256.78m/s；w2??w2t= 244.52 m/s

（16）动叶损失?hb

2w2 ?hb?(1??)t= 5.425 kJ/kg

22（17）动叶出口面积Ab

Ab?(Gb?v2)2

= 0.03827 m；因考虑叶顶漏气，故Gb=Gn w2（18）动叶出口气流角?2

?2约比?1小3°至6°，选?2=16°

根据动叶的进出口气流角和动叶叶型表选取动叶型为TP-1A

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（19）动叶出口气流绝对速度C2和出汽角?2

C2?2w2?u2?2w2ucos?2= 89.47kJ/kg；?2?arcsinw2sin?2= 48.88° C2（20）余速损失?hc2

2C2 ?hc2?(1??)= 4.002 kJ/kg

22（21）轮周有效比焓降?hu

?hu??ht??hn??hb??hc2= 82.146 kJ/kg

*（22）级消耗的理想能量E0

E0??ht??1?hc2= 93.028 kJ/kg,其中?1为余速利用系数，对于调节级取?1=1

*（23）叶高损失?ht

?ht?a(?ht*??hn??hb??hc2)=3.947 kJ/kg；a取1.6，这时不需要对扇形损失做另ln外的计算。

（24）叶轮摩擦损失?hf

?hf?1.07?d(2u3)/(Gb?v2)= 0.787 kJ/kg；Gb取为与Gn相等，忽略漏汽 100（25）部分进气损失?he

?he?[Beu2eSu()?(1?e?h)?Ce?n?]?ht*= 1.87 kJ/kg eCa2dmeCa式中，由于一般不使用护罩，故eh=0；Ce取0.0012；Be取0.15； 喷嘴组数Sn取为4。

（26）隔板汽封损失?hp和页顶漏气损失?ht

?hp??GpGn?hi=0.4143；

?ht??Gt?hi=0.42 Gn汽轮机课程设计说明书 （低压缸） 热能与动力工程5班 20103852 张安兵

?Gp为隔板漏汽量，Gn为通过本级的蒸汽流量。

(27)不包括漏汽损失时的级的有效比焓降?hi'

?hi'??hu??hl??hf??he＝75.542kJ/kg

(28)级的有效比焓降Δhi

Δhi=?hi'-?hp-?ht＝74.71 kJ/kg （29）级的相对内效率?i

?i??hi= 0.803 E0（30）级的内功率Pi

Pi?G??hi=38838.7 kW

（附表1）高压缸调节级热力计算汇总表 序号 1 2 喷嘴部分计算 4 5 6 7 喷嘴等比熵出口参数 10 隔板漏汽量 9 喷嘴出口角 8 喷嘴等比熵出口比容 喷嘴理想出口气流速度 喷嘴实际出口气流速度 喷嘴等比熵出口焓值 喷嘴等比熵出口压力 3 喷嘴滞止理想比焓降 计算项目 第一级的滞止理想焓降 反动度 符号 单位 kJ/kg kJ/kg m/s m/s kJ/kg MPa m3/kg ° 来源或计算公式 由参考资料查取 调节级 97.02 0.05 92.169 429.346 416.465 3298.88 17.161 0.0180 12 备注 这里φ取0.97 sin?1=0.2079 Zp为轴封齿数, ?ht* ?m 参照同类机组选取 ?hn0 C1t C1 h1t p1 ?hn0?(1??m)?ht10 *?2(1??)??h mtC1tC1=φ×C1t h1t?h0??hn 根据出口焓值在h-s图上查取 根据出口焓值在h-s图上查取 根据喷嘴选型,选取 ?1t ?1 ?Gp kg/s ?Gp??p2?h*n?1tZp 4.76 ?p为轴封流量系数,取0.75, ?1t为喷嘴出口汽轮机课程设计说明书 （低压缸） 热能与动力工程5班 20103852 张安兵

理想比容, Ap为轴封间隙面积 11 喷嘴进口流量 此处Go为调节级动叶出口流量 μn为喷嘴流量231.86 系数,这里取为0.94 为保证级的性能13 假想速比 0.4 良好相应选取0.51 14 15 级的假想速度 级的圆周速度 Gn An kg/s Gn=G0-△G G??An?n1t ?n?C1t选取 519.86 12 喷嘴出口面积 cm2 Xa Ca m/s m/s Ca?2??ht10 440.50 176.2 由于dm与db相u u?Ca?Xa 16 级的平均直径 db mm 60u db?3.14n1121.72 差不大,计算中往往取二者相等 为了减少叶高损失,提高某些高压级效率,原则性试算选取 这里部分进汽度e取为1,为了设计17 部分进汽度 e 原则性试算选取 0.95 18 喷嘴高度 ln mm An ln?e?dmsin?134 制造方便,取喷嘴高度为整数值,即50mm 19 20 21 22 速度三角形计算 24 喷嘴损失 喷嘴出口比焓值 动叶进口相对速度 动叶进口角 ?hn h1 w1 kJ/kg kJ/kg m/s ° m/s *?hn?(1??2)?hn 5.447 3309.18 246.85 20.53 265.78 cos h1?h1t??hn w1?C12?u2?2?C1?ucos?1 ?1?arcsinC1sin?1w1?1 =0.9781 ?1 w2t 23 动叶出口理想相对速度 w2t?2?m?ht*?w12 动叶速度系数ψ动叶出口相对速度 w2 m/s w2??w2t 244.52 根据汽轮机原理P15图1-8选取为：0.92 β2约比β1 25 动叶出口角 ?2 ° 选取 16 小3°~6°, cosβ2=0.9563

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