N25-3.5435汽轮机通流部分热力计算
汽轮机单列调节级变工况热力计算方法及应用
汽轮机单列调节级变工况热力计算
方法及应用
汽轮机单列调节级变工况热力计算方法及应用是一种特殊的汽轮机热力计算方法，它主要针对单列汽轮机的调节级变工况而进行的热力计算。
汽轮机单列调节级变工况热力计算的基本原理是，在汽轮机的单列调节级变工况下，其来源能量可以分为两部分：一部分来源于汽轮机输出轴上所发生的摩擦热，另一部分来源于汽轮机内部各部件之间所发生的摩擦热。
在汽轮机的单列调节级变工况下，输出轴上的摩擦热是最大的，而内部各部件之间的摩擦热相对较小。
因此，汽轮机单列调节级变工况下的来源能量主要来源于输出轴上的摩擦热，而内部各部件之间的摩擦热只会在输出轴上的摩擦热中占很小的比例。
汽轮机单列调节级变工况热力计算方法主要是通过对汽轮机输出轴上所发生的摩擦热进行测量，并根据测量数据进行计算，以确定汽轮机单列调节级变工况下的来源能量。
由于汽轮机单列调节级变工况热力计算的精确性较高，因此它在汽轮机的操作运行中具有重要的应用价值。
例如，当汽轮机处于低调节级变工况时，可以通过汽轮机单列调节级变工况热力计算来确定汽轮机在低调节级变工况下的摩擦热系数，从而更加准确地估算汽轮机的运行能耗。
此外，由于汽轮机单列调节级变工况热力计算可以更详细地分析汽轮机在调节级变工况下的来源能量，因此也可以用来优化汽轮机的运行参数，以提高汽轮机的运行效率。
总的来说，汽轮机单列调节级变工况热力计算方法是一种有力的汽轮机热力计算方法，它可以帮助我们更好地理解汽轮机在不同调节级变工况下的来源能量，并有助于提高汽轮机的运行效率。
燃气轮机组热力计算指标
������
������n qB
=
∗ ∗ ∗ Cp T∗ 3 −T 4 −C p T 2 −T 1 ∗ Cp T∗ 3 −T 2
1 = 1 − T4 ∗ −T ∗ = 1 − 3 2
T ∗ −T ∗
1
k −1 π k
„„„„„„（4）
式中，f——燃料的质量流量与空气的质量流量之比，称为燃料空气比； f = G f kg 燃料/kg 空气；k 为绝热指数；
n
B
3600 G f qn
=η
3600
gt H u
；式中 B 为气耗量
4）热耗率：产生单位有效功率所耗的燃料热量，kJ/（kWh）
qe =
BH u qn
=
3600 η gt
2.联合循环机组的主要参数及性能指标 2.1.联合循环热效率和功比率
热效率和功比率是联合循环的两个基本特性参数， 以常规的余热锅炉型联合 循环（一台燃气轮机、一台余热锅炉、一台汽轮机，电动机可以一台，也可以两 台，也称“一拖一”方案）为例，介绍这两个参数。 余热锅炉型联合循环的热效率指通过燃气轮机获得的轴工和通过汽轮机获 得的轴功之和在加入系统的燃料热中所占的比例，记为ηcc 。 联合循环的功比率是指蒸汽轮机与燃气轮机的轴功之比，记为Scc 。 设燃料全部从燃气轮机燃烧室加入的， 设单位时间内从燃气轮机燃烧室加入 的燃料热为Qf（kJ/s） ；通过燃气轮机获得的轴功为Pgt（kW） ；通过气轮机获得的 轴功为Pst （kW） ；则， ηcc =
∗ ∗ ∗ ∗ ������n = ������T − ������C = Cp T3 − T4 − Cp (T2 − T1 )„„„„„„„（3）
式中，������T ——透平的比功，J/kg 或 kJ/kg； ������C ——压气机的比功，J/kg 或 kJ/kg； Cp ——工质的定压比热（在知道压力、温度时，可查表得出） 。 2）循环热效率：当工质完成一个循环时，输入的热量功转化为输出功的部 分所占的百分数，记为ηgt ，计算公式为： ηgt = fHn =
热力计算(55)
按定功率法计算机组在额定工况下（Pe=300MW）的全厂热经济指标。
一、全部已知参数1.汽轮机机组形式： N300-16.17/535/535新蒸汽参数：P0=16.17 MPa，t0=535 ℃，h0=3394.03 kJ/kg再热蒸汽参数：高压缸排汽：t7=324.66 ℃，P rh=3.59 MPa，h7=3037.64 kJ/kg中压缸进汽：t rh=535 ℃，P rh’=3.16 MPa，h rh=3531.62kJ/kg 排汽压力： Pc=0.0051 MPa，hc=2380.51 kJ/kg2.锅炉参数最大连续蒸发量：P b＝16.66MPa；t b=540℃ h b=3402.54 kJ/kg再热蒸汽出口温度：t rh=535 ℃汽包压力：P bq＝19.67MPa锅炉效率：ηb=0.923.回热抽汽给水泵焓升：△=30.584 kJ/kg锅炉排污量：D b1 = 0.01 Db全厂汽水损失：D1=0.01Db加热器及除氧器效率：ηh=0.99排污扩容器效率：ηf=0.98补充水：t m = 20 ℃，h m = 84.14 kJ/kg连排扩容器：P = 0.81 MPa ，△P bl=0.06MPa机械电机效率：ηm=ηg=0.98给水泵效率：ηst=0.70小汽机抽汽管道及阀门压损：8%各加热器抽汽管道及阀门压损：6%轴封加热器抽汽参数为：h sg4=2689 kJ/kg ，疏水焓sg4t = 140.25 kJ/kg ，则q sg4= h sg4 - sg4t = 2689 kJ/kg —140.25 kJ/kg = 2548.75kJ/kg蒸汽再热吸热量q rh = h rh — h 7 =3531.62kJ/kg —3037.64 kJ/kg =493.98 kJ/kg 排污扩容器回收工质进入除氧器，在除氧器中的放热量为：kg 2150.66kJ/g 618.70kJ/k -kg 2769.36kJ/4==-=t h q f f二、全厂物质平衡计算汽水损失：D 1 = 0.01 D b = 0.010101 D 0 锅炉蒸发量：D b = D 0 + D 1 = 1.0101 D 0 连续排污量：D b1 = 0.01 D b = 0.010101 D 0 给水量：D fw = D b + D b1 = 1.020201 D 0轴封漏汽量：D sg1 = 0.00608 D 0，D sg3= 0.00233 D 0 D sg2 = 0.000263 D 0，D sg4 = 0.0012 D 0由排污扩容器热平衡可计算得： 回收工质量：0011D 00515.0D 0.010101723.445-2769.36723.445-0.981806.20=⨯⨯=⨯--⨯=b ff ff b f D t h t t D η未回收工质量：0001b1D 0.004951D 00515.0-D 0.010101D ==-='f b D D 补水量：00011m 0.015052D 0.010101D D 0.004951D =+=+'=D D b三、加热器抽汽系数计算 1、GJ1加热器计算008811880459.00.992049.64 2276.42D 0.006080-104.911.020201D D q q D D D sg sg fw =⨯⨯⨯=⨯⨯-⨯=ητ2、GJ2加热器计算007718770908.00.992180.05210.770.00608)(0.0459D -202.9020201.1)(D D q D D D D hsg fw =⨯⨯+⨯=⨯⨯+-⨯=ηγτ000018770.1427800608.00459.00.0908D D D D D D D sg =++=++=β00000043187085369.00.00120.0023300608.00459.00908.0D D D D D D D D D D D D D D sg sg sg rh =-----=-----= 3、GJ3加热器计算00062267660391.099.02561.42734.94000263.0118.2314278.0114.53020201.1D D D D q q D D D hsg sg fw =⨯⨯-⨯-⨯=⨯⨯-⨯-⨯=ηγβτ0000267618214.0000263.00391.014278.0D D D D D D sg =++=++=ββ000053356550158.00.992501.1466.215000515.02422.460.00233118.981822.076020201.1D D D D D q q D q D D D hff sg sg fw =⨯⨯-⨯-⨯-⨯=⨯⨯-⨯-⨯-⨯='ηγβτ0050677.070.0)2460.98-3119.84(84.530020201.1)(D D h h D D stst b fw st =⨯⨯=⨯-⨯=ητ000550835.00677.00158.0D D D D D D st =+=+'= 00000063548148.018214.00.0023300515.00158.0020201.1D D D D D D D D D D D sg f fw c =----=---'-=β 5、DJ1加热器计算00444403247.00.992397.8494.68148.0D D q D D h c =⨯⨯=⨯⨯=ητ6、DJ2加热器计算0033434305436.00.992368.1986.240.03247-159.868148.0D D D q D D D hc =⨯⨯⨯=⨯⨯-⨯=ηγτ0.086830.03247+0.05436433==+=D D β 7、DJ3加热器计算0022324203986.00.992478.18322.030.08683-154.338148.0 D D D q D D hc =⨯⨯⨯=⨯⨯-⨯=ηγβτ000034416955.008683.003247.08148.0D D D D D D D c c =--=--=β8、DJ4加热器及轴封加热器计算0014411102026.099.02261.182548.750.0012-69.616955.0D D D q q D D D hsg sg c =⨯⨯⨯=⨯⨯-⨯=ητ补充水量：0001101354.0D 00515.0- 0.010101D 0.010101D D D D D f b m =+=-+=正平衡计算：000000000000000081410583877.0009873.040625.00.00120.002330.0002630.006080459.00908.00391.00835.003247.005436.003986.002026.0D D D D D D D D D D D D D D D D D D D D D i i sgii c =--=------------=--=∑∑==反平衡计算：00000411591288.00677.00.00120.015052D 02026.06955.0D D D D D D D D D D D stsg m c c =----=----= 相对误差：%27.1583877.0591288.0583877.000=-=D D D ε 误差不大四、计算D0由汽轮机功率方程：可得：表5 各加热器抽汽及轴封漏汽份额和焓值汇总 a h(kJ/kg) a*h D0 1 3394.03 3394.03 Dzr 0.85369 3531.62 3014.909 D1 0.02026 2482.63 50.29808 D2 0.03986 2688.09 107.1473 D3 0.05436 2900.13 157.6511 D4 0.03247 3016.02 97.93017 D5 0.0835 3119.84 260.5066 D6 0.0391 3299.08 128.994 D7 0.0908 3035.96 275.6652 D8 0.0459 3116.32 143.0391 Dsg1 0.00608 3343.1 20.32605 续表5各加热器抽汽及轴封漏汽份额和焓值汇总 Dsg2 0.000263 3472.62 0.913299 Dsg3 0.00233 3041.16 7.085903 Dsg4 0.0012 2689 3.2268Dc0.583877 2380.51 1389.925代入上表数据可计算得： D0=958.6576 t/h1、正平衡计算单位新蒸汽的循环内功为代入数据可得：/kg 1173.027kJ D N 0i单位新蒸汽的循环吸热量为代入数据可得：kg kJ D Q/722.26970= 则循环内效率为43482.0722.2697 1173.027===Q N i i η 2、反平衡计算单位新蒸汽冷源损失)()()()99.01()()()(011104401810010050t t t t t t q t h t h t h D Qs sg sg f bi i i c c s st n-⨯+-⨯+-⨯'+⨯-⨯+-⨯+-⨯+-⨯=∑∑=ααααααα代入数据可得：/kg 1526.213kJ 0=∑D Qn则循环效率为0.43425722.26971526.213722.2697=-=-=∑QQ Q ni η正反平衡计算差别不大，说明热系统计算正确。
汽轮机火用分析方法的热力系统计算
汽轮机火用分析方法的热力系统计算前言在把整个汽轮机装置系统划分成若干个单元的过程中，任何一个单元由于某些因素而引起的微弱变化，都会影响到其它单元。
这种引起某单元变化的因素叫做“扰动”。
也就是说，某单元局部参量的微小变化(即扰动)，会引起整个系统的“反弹”，但是它不会引起系统所有参数的“反弹”。
就汽轮机装置系统而言，系统产生的任何变化，都可归结为扰动后本级或邻近级抽汽量的变化，从而引起汽轮机装置系统及各单元的火用损变化。
因此，在对电厂热力系统进行经济性分析时，仅计算出某一工况下各单元火用损失分布还是不够的，还应计算出当某局部参量变化时整个热力系统火用效率变化情况。
1、火用分析方法与热力系统的能量分析法一样，可以把热力系统中的回热加热器分为疏水放流式和汇集式两类(参见图1和图2)，并把热力系统的参数整理为3类：其一是蒸汽在加热器中的放热火用，用q’表示；其二是疏水在加热器中的放热火用，用y 表示；其三是给水在加热器中的火用升，以r’表示。
其计算方法与能量分析法类似。
对疏水式加热器：对疏水汇集式加热器：式中，e f、e dj、e sj分别为j级抽汽比火用、加热器疏水比火用和加热器出口水比火用。
1．1 抽汽有效火用降的引入对于抽汽回热系统，某级回热抽汽减少或某小流量进入某加热器“排挤”抽汽量，诸如此类原因使某级加热器抽汽产生变化(一般是抽汽量减少)，如果认为此变化很小而不致引起加热器及热力系统参数变化，那么便可基于等效焓降理论引入放热火用效率来求取某段抽汽量变化时对整个系统火用效率的影响。
为便于分析，定义抽汽的有效火用降，在抽汽减少的情况下表示1kg排挤抽汽做功的增加值；在抽汽量增加时，则表示做功的减少值；用符号Ej来表示。
当从靠近凝汽器侧开始，研究各级抽汽有效火用降时，Ej的计算是从排挤l kg抽汽的火用降(e j-e c)ηej中减去某些固定成分，可归纳为通式：式中，Ar取γer或τer，视加热器换热型式而定。
N25-3.5435汽轮机通流部分热力计算
第一节25MW汽轮机热力计算一、设计基本参数选择1. 汽轮机类型机组型号：N25-3.5/435。
机组形式：单压、单缸单轴凝器式汽轮机。
2. 基本参数额定功率：P el=25MW；新蒸汽压力P0=3.5MPa，新蒸汽温度t0=435℃；凝汽器压力P c=5.1kPa；汽轮机转速n=3000r/min。
3. 其他参数给水泵出口压力P fp=6.3MPa；凝结水泵出口压力P cp=1.2MPa；机械效率ηm=0.99发电机效率ηg=0.965加热器效率ηh=0.984. 相对内效率的估计根据已有同类机组相关运行数据选择汽轮机的相对内效率，ηri=83%5. 损失的估算主汽阀和调节汽阀节流压力损失：ΔP0=0.05P0=0.175Mpa。
排气阻力损失：ΔP c=0.04P c=0.000204MPa=0.204kPa。
二、汽轮机热力过程线的拟定（1）在h-s图上，根据新蒸汽压力P0=3.5MPa和新蒸汽温度t0=435℃，可确定汽轮机进气状态点0（主汽阀前），并查得该点的比焓值h0=3303.61kJ/kg，比熵s0=6.9593kJ/kg （kg·℃），比体积v0= 0.0897758m3/kg。
（2）在h-s图上，根据初压P0=3.5MPa及主汽阀和调节汽阀节流压力损失ΔP0=0.175Mpa可以确定调节级前压力p0’= P0-ΔP0=3.325MPa，然后根据p0’与h0的交点可以确定调节级级前状态点1，并查得该点的温度t’0=433.88℃，比熵s’0= 6.9820kJ/kg （kg·℃），比体积v’0= 0.0945239m3/kg。
（3）在h-s图上，根据凝汽器压力P c=0.0051MPa和排气阻力损失ΔP c=0.000204MPa，可以确定排气压力p c’=P c+ΔP c=0.005304MPa。
（4）在h-s图上，根据凝汽器压力P c=0.0051MPa和s0=6.9593kJ/kg（kg·℃）可以确定气缸理想出口状态点2t，并查得该点比焓值h ct=2124.02kJ/kg，温度t ct=33.23℃，比体积v ct=22.6694183 m3/kg，干度x ct=0.8194。
N25-3.5435汽轮机通流部分热力设计汽轮机课程设计说明书毕业设计
汽轮机课程设计说明书设计题目：N25-3.5/435汽轮机通流部分热力设计学生姓名:学号:专业: 热能与动力工程班级:完成日期: 2011-11-08目录第一部分：课程设计的任务与要求 (1)第二部分：汽轮机热力计算 (2)一、汽轮机进汽量D0的初步估算和近似热力过程曲线的初步计算 (2)二、调节级详细计算 (3)三、回热系统平衡初步估算 (12)四、压力级焓降分配和级数确定 (16)五、非调节级详细计算 (19)六、回热系统校核修正 (24)七、整机效率、整机功率的核算 (24)八、结果分析总结 (25)附表一:压力级详细计算结果列表 (26)表二：回热系统校核修正后结果列表 (24)附图一：整机详细热力过程曲线附图二：调节级详细热力过程曲线附图三：一般性压力级热力过程曲线附图四：压力级平均直径变化规律及速度比和比焓降分配示意图附图五：各级速度三角形附图六：通流部分子午面流道图附图七：回热系统示意图汽轮机课程设计说明书第一部分：课程设计的任务与要求：一．设计题目：N25-3.5/435汽轮机通流部分热力设计二．已知参数：额定功率：p r＝25MW，额定转速：n e＝3000r/min，设计功率：p e＝20MW，新蒸汽压力：p0＝3.5MPa，新蒸汽温度：t0＝435℃，排汽压力：p c＝0.005MPa，给水温度：t fw＝160～170℃，冷却水温度：t w1＝20℃，给水泵压头：p fp＝6.3MPa，凝结水泵压头:p cp=1.2MPa，射汽抽汽器用汽量：△D ej＝500kg/h，射汽抽汽器中凝结水温升：△t ej＝3℃，轴封漏汽量：△D1＝1000kg/h，第二高压加热器中回收的轴封漏汽量：△D1′＝700kg/h。
三．任务与要求（1）估算整机蒸汽流量及拟定热力过程曲线；（2）回热系统热平衡初步计算及回热系统示意图绘制；（3）非调节级理想比焓降分配和级数确定；（4）计算调节级与非调节级通流部分几何尺寸：各级平均直径、叶片高度、通流面积、叶片数、叶宽、节距、静叶片安装角、动叶片安装角、及出汽角等；（5）计算级效率、级内功率、整机内功率及相对内效率；（6）整机校核（电功率、内效率）；（7）按比例绘制通流部分子午剖面流道图和各级速度三角形图，以及调节级详细热力过程曲线示意图，整机热力过程曲线图；（8）编写计算机程序方框图；（9）编写计算机运行程序；（10）调试并运行热力设计计算机程序；（11）编写课程设计说明书（说明书规格按学校要求，内容为上述计算内容）。
汽轮机通流部分热力设计
汽轮机课程设计说明书第一部分：课程设计的任务与要求：一．设计题目：N12-3.5/435汽轮机通流部分热力设计二．已知参数：额定功率：p r＝12MW，额定转速：n e＝3000r/min，设计功率：p e＝9.6MW，新蒸汽压力：p0＝3.5MPa，新蒸汽温度：t0＝435℃，排汽压力：p c＝0.005MPa，给水温度：t fw＝150℃，冷却水温度：t w1＝20℃，给水泵压头：p fp＝6.3MPa，凝结水泵压头:p cp=1.2MPa，射汽抽汽器用汽量：△D ej＝500kg/h，射汽抽汽器中凝结水温升：△t ej＝3℃，轴封漏汽量：△D1＝1000kg/h，第二高压加热器中回收的轴封漏汽量：△D1′＝700kg/h。
回热级数：5三．任务与要求（1）估算整机蒸汽流量及拟定热力过程曲线；（2）回热系统热平衡初步计算及回热系统示意图绘制；（3）非调节级理想比焓降分配和级数确定；（4）计算调节级与非调节级通流部分几何尺寸：各级平均直径、叶片高度、通流面积、叶片数、叶宽、节距、静叶片安装角、动叶片安装角、及出汽角等；（5）计算级效率、级内功率、整机内功率及相对内效率；（6）整机校核（电功率、内效率）；（7）按比例绘制通流部分子午剖面流道图和各级速度三角形图，以及调节级详细热力过程曲线示意图，整机热力过程曲线图；（8）编写计算机程序方框图；（9）编写计算机运行程序；（10）调试并运行热力设计计算机程序；（11）编写课程设计说明书（说明书规格按学校要求，内容为上述计算内容）。
第二部分：汽轮机热力计算一、汽轮机进汽量D 0的初步估算和近似热力过程曲线的初步计算1．根据已知的p 0、t 0和p c ，确定蒸汽通过主汽门、配汽机构及排汽管中的压力损失。
进汽机构节流损失：∆==⨯=004%004 3.50.14P P MPa 排汽管中压力损失： 0.040.0050.0002c c P P MPa ∆=⨯⨯= 调节级前的压力为：000 3.50.14 3.36P P P MPa '=-∆=-=末级动叶后压力为：='=+∆=+=0.0050.00020.0052z c c c P P P P MPa 2．选取机组的相对内效率、发电效率和机械效率由于汽轮发电机组的额定功率：p r ＝12MW所以取汽轮机相对内效率ηri ，发电机效率ηg (全负荷)，机械效率ηax. 3．热力过程曲线的初步拟定由p 0＝3.5MPa ，t 0＝435℃确定初始状态点“0”：0h ＝3304.07735 kJ/kg ， 0s = 6.9597 kJ/(kg ⋅K)由==103304.07735h h kJ/kg ，0 3.36P MPa '=从而确定“1”点：1s = 6.9778kJ/(kg ⋅K)， 1t = 434.118℃过“0”点做定熵线与Pc=0.005MPa 的定压线交于“3'”点，查得：0'h = 2122.1146kJ/kg ， 3't = 32.91℃整机理想焓降为：03'3304.077352122.11461181.963mact h h h ∆=-=-=kJ/kg整机有效焓降为：macih ∆＝ri ηmact h ∆＝1181.963⨯0.82 ≈ 969.2095kJ/kg从而确定“3”点的比焓为：3h =0h -mac i h ∆=3304.07735-969.2095=2334.86785kJ/kg又因为余速损失为： ∆=≈∆=⨯≈2222%0.021181.96323.6393/2000mac c t c h h kJ kg所以“4”点的比焓为：∴=-∆=-=4322334.8678523.63932311.2286kJ/kg c h h h再由'=0.0052MPa c P 可以确定“4”点，并查得： 4s =7.56144kJ/(kg ⋅K)然后用直线连接“1”、“4”两点，求出中点“2′”， 2'h =2807.653 kJ/kg ， 2's =7.26962 J/(kg ⋅K) 并在“2′”点沿等压线向下移14kJ/kg 得“2”点， 2h =2793.653 kJ/kg ， 2s =7.237437 J/(kg ⋅K)过“1”、“2”、“3”点作光滑曲线即为汽轮机的近似热力过程曲线。
N25-3.5435汽轮机通流部分热力计算重点讲义
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汽轮机热力性能数据讲诉
资料编号：57.Q151-01N135-13.24/535/535135MW中间再热凝汽式空冷汽轮机热力性能数据产品编号：Q151中华人民共和国上海汽轮机有限公司发布资料编号：57.Q151-01COMPILING DEPT.：编制部门：COMPILED BY：编制：CHECKED BY：校对：REVIEWED BY：审核：APPROVED BY：审定：STANDARDIZED BY：标准化审查：COUNTERSIGN：会签：RATIFIED BY:批准：资料编号：57.Q151-01目次1 说明2 主要热力数据汇总2.1 基本特性2.2 配汽机构2.3 主要工况热力特性汇总2.4 通流部分数据2.5 各级温度、压力及功率2.6 各抽汽口口径及流速3 汽封漏气量及蒸汽室漏气量3.1 汽封计算3.2 蒸汽室及中压进口漏汽量4 汽轮机特性曲线4.1 调节级后及各抽汽点压力曲线4.2 调节级后及各抽汽点温度曲线4.3 各加热器出口给水温度曲线4.4 进汽量与汽耗、热耗及功率的关系曲线4.5 高中压缸汽封漏汽量及低压缸汽封供汽量曲线4.6 调节级后压力和汽轮机功率曲线4.7 汽轮机内效率曲线5 热平衡图5.1 额定工况（THA）5.2 铭牌工况（TRL）5.3 最大连续功率工况(TMCR)5.4 阀门全开工况（VWO）5.5 75%THA工况5.6 50%THA工况5.7 40%THA工况5.8 30%THA工况5.9 高加全部停用工况资料编号：57.Q151-01 1 说明本机组是上海汽轮机有限公司采用美国西屋公司的先进技术和积木块的设计方法，设计制造的额定功率为135MW，是超高压、一次再热、双缸双排汽、直接空冷凝汽式汽轮机。
机组型号为N135-13.24/535/5351.1 主要技术参数额定功率135MW主汽门前蒸汽额定压力13.24MPa(a)主汽门前蒸汽额定温度535℃再热汽门蒸汽额定温度535℃工作转速3000r/min旋转方向从汽轮机端向发电机端看为顺时针额定平均背压15kPa夏季平均背压35kPa额定工况给水温度241.1 ℃回热级数二高、三低、一除氧给水泵驱动方式电动机额定工况蒸汽流量422.285 t/h额定工况下净热耗8706.5 kJ/kW.h (2079.5 kcal/kW.h)低压末级叶片高度435mm1.2机组的主要热力工况1.2.1汽轮机在额定进汽参数、额定背压、回热系统正常投运，补给水率为0%，能连续运行发出额定功率，此工况称热耗率验收工况（额定工况，即THA工况）。
汽轮机课程设计-汽轮机通流部分热力设计
汽轮机课程设计
2. 级内功率：..........................................................................................................................28 第七章 总结..................................................................................................................................... 29 参考文献........................................................................................................................................... 29 附录................................................................................................................................................... 30
汽轮机课程设计
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指导老师： 学生姓名： 学 号： 专 业： 班 级： 日 期：
lj 能源与动力工程 20131591 2016 年 1 月目录
目录........................................................................................................................
N25-35435汽轮机通流部分热力计算
第一节25MW汽轮机热力计算一、设计基本参数选择1. 汽轮机类型机组型号：N25-3.5/435。
机组形式：单压、单缸单轴凝器式汽轮机。
2. 基本参数额定功率：P el=25MW；新蒸汽压力P0=3.5MPa，新蒸汽温度t0=435℃；凝汽器压力P c=5.1kPa；汽轮机转速n=3000r/min。
3. 其他参数给水泵出口压力P fp=6.3MPa；凝结水泵出口压力P cp=1.2MPa；机械效率ηm=0.99发电机效率ηg=0.965加热器效率ηh=0.984. 相对内效率的估计根据已有同类机组相关运行数据选择汽轮机的相对内效率，ηri=83%5. 损失的估算主汽阀和调节汽阀节流压力损失：ΔP0=0.05P0=0.175Mpa。
排气阻力损失：ΔP c=0.04P c=0.000204MPa=0.204kPa。
二、汽轮机热力过程线的拟定（1）在h-s图上，根据新蒸汽压力P0=3.5MPa和新蒸汽温度t0=435℃，可确定汽轮机进气状态点0（主汽阀前），并查得该点的比焓值h0=3303.61kJ/kg，比熵s0=6.9593kJ/kg（kg·℃），比体积v0= 0.0897758m3/kg。
（2）在h-s图上，根据初压P0=3.5MPa及主汽阀和调节汽阀节流压力损失ΔP0=0.175Mpa 可以确定调节级前压力p0’= P0-ΔP0=3.325MPa，然后根据p0’与h0的交点可以确定调节级级前状态点1，并查得该点的温度t’0=433.88℃，比熵s’0= 6.9820kJ/kg（kg·℃），比体积v’0= 0.0945239m3/kg。
（3）在h-s图上，根据凝汽器压力P c=0.0051MPa和排气阻力损失ΔP c=0.000204MPa，可以确定排气压力p c’=P c+ΔP c=0.005304MPa。
（4）在h-s图上，根据凝汽器压力P c=0.0051MPa和s0=6.9593kJ/kg（kg·℃）可以确定气缸理想出口状态点2t，并查得该点比焓值h ct=2124.02kJ/kg，温度t ct=33.23℃，比体积v ct=22.6694183 m3/kg，干度x ct=0.8194。
大型汽轮机变工况热力参数的3种计算方法及其比较
大型汽轮机变工况热力参数的3种计算方法及其比较第54卷第1期2012年2月汽轮机技术TURBINETECHN0LOGYV o1.54No.1Feb.2012大型汽轮机变工况热力参数的3种计算方法及其比较张莉,程超峰,姚秀平,张琰,邓志成,汪勇(1上海电力学院能源与环境工程学院,上海200090;2上海电力设计院有限公司,上海200025;3上海发电设备成套设计研究院,上海200240)摘要:通过分析汽轮机变工况热力计算所必需的基础数据,在传统汽轮机变工况计算原理的基础上,拟定了3种相应的计算方案,并针对某300MW汽轮机进行了计算方案的编程实施,完成了多个变工况下汽轮机的热力计算,计算结果与已知该汽机变工况下蒸汽参数设计值的对比表明:3种方案切实可行,计算精度能很好地满足工程应用要求.关键词:大型汽轮机;变工况;热力参数;热力计算分类号:TK262文献标识码:A文章编号:1001-5884(2012)01-0005-04 ComparisonofThreeCalculatin~ProceduresforThermodynamicParametersUnderV ariableOperatingConditionsofHigh-powerTurbineZHANGLi,CHENGChao:feng,Y AOXiu.ping,ZHANGYan,DENGZhi.cheng,W ANGY ong.(1SchoolofEnergy&EnvironmentalEngineering,ShanghaiUniversityofElectricPo wer,Shanghai200090,China;2ShanghaiElectricPowerDesignInstituteCompanyLimited,Shanghai200025,China;3ShanghaiPowerEquipmentResearchInstitute,Shanghai200240,China)Abstract:Threecorrespondingcalculatingprocedureswerelaidoutbasedonthetraditionalp rincipleofthermodynamiccalculationofsteamturbine,byanalysingtheunderlyingdataneededforthermodynamiccalc ulationsofturbineundervariableoperatingconditions.Theprocedureswereimplementedrespectivelyona300MWs teamturbine,onwhich pari ngbetweenthecalculationresults andthedesignvaluesshowedthatthethreeprocedureswerefeasible,andthecalculationaccur aciessatisfytherequirementofengineeringapplicationswel1.Keywords:high-powerturbine;variableconditions;thermodynamicparameters;thermody namiccalculation0前言随着国际环保要求的日益严格,世界范围的火电技术已经进入大型机组的发展阶段,与此同时,大型火电机组的主要设备也面临着更为严峻的安全性的挑战.对汽轮机而言,其所面临的挑战是工作蒸汽参数的大幅度提高造成汽机部件须承受更高的温度和更大的热应力;特别是当机组参与调峰运行时,汽机部件甚至可能产生很大的热应力而影响机组的寿命.因此,为保证大型汽轮机的安全运行,汽机部件的热应力分析与寿命诊断是目前迫切需要开展研究的问题之一[1]o汽轮机部件热应力分析与寿命诊断的研究是基于汽轮机变工况各级叶片前后的蒸汽热力参数为基础展开的,但通常情况下,汽轮机供货厂家通常只能提供额定工况下汽轮机各级级前(后),级间蒸汽热力参数的详细数据,难以提供变工况下汽轮机各级级前(后),级间的蒸汽热力参数或提供的数据与实际运行时的数据有差距,这就有了先期研究计算变工况下汽轮机内各级级前(后),级间蒸汽热力参数的计算方法的必要性.本文将通过分析现场为汽轮机变工况热力计算所能提供的基础数据,拟定相应的计算方案,并以某300MW汽轮机为对象,对计算方案进行编程实施,考察各计算方案的准确性,为工程研究人员解决变工况下汽轮机内蒸汽热力参数的获取提供多重选择.1变工况热力计算的基础数据分析汽轮机的变工况热力计算所需的基本数据包括流量数收稿日期:2011-05.18基金项目:上海市"科技创新行动计划"项目(091l1100600);受上海市教委重点学科(第五期)(J513o4)和第三期本科教育高地建设项目(A88001)资助.作者简介:张莉(1973-),女,河南商丘人,工学博士,教授,硕导,主要从事现代动力系统分析方面的研究.6汽轮机技术第54卷据,状态数据以及几何数据等J.通过对能够获知的基础数据的分析发现,来源于汽轮机制造厂家的汽轮机几何参数,额定工况下的蒸汽参数以及机组原则性热力系统图等作为计算条件通常是有保证的.但结合电厂的实际情况,由于测量仪表老化,长期使用没有校核等原因而导致现场测量数据失真,以及不同电厂现场数据实测情况有所不同等情况可能都是难免出现的,因此,运行电厂在变工况下提供的数据作为计算条件有所差异.为了能够让具备不同变工况热力计算条件的运行电厂都能够展开汽轮机变工况热力计算,将运行现场为汽轮机变工况热力计算提供的热力计算条件按照详细程度分为以下3类情况:第一类:已知主蒸汽的状态,各抽汽点的状态,各缸进排汽点的状态,各加热器汽侧进口,水侧进出口状态参数,主蒸汽或凝结水流量.第二类:已知机组功率,各抽汽点的状态,主蒸汽或凝结水流量.第三类:已知机组功率,末级排汽压力或凝汽器压力,特定基准点的状态参数.2变工况热力计算计算方案的确定针对上述3类计算条件,分别确定了相应的计算方案.为描述方便,以下将计算方案按已知计算条件的详细程度由详细到粗略分为:(1)基于回热系统详细分析的计算,(2)基于抽汽口蒸汽状态的计算,(3)最简化计算.(1)基于回热系统详细分析的计算当变工况下汽轮机各抽汽点的状态,各缸进排汽点的状态,各加热器汽侧进口,水侧进出口状态参数已知时,以这些数据为基础可以先期展开汽轮机回热系统的汽水热力计算, 确定出汽轮机各级的抽汽量,然后再在各抽汽段内逐级地确定其级前(后),级间的蒸汽参数.基于回热系统详细分析的计算包括:汽轮机回热系统汽水流量计算和汽轮机通流部分各级热力参数计算两部分内容.回热系统汽水流量计算的主要任务是利用热平衡,质量平衡方程式确定汽轮机组各抽汽段的蒸汽流量;汽轮机通流部分各级热力参数计算的主要内容是根据汽轮机变工况理论,汽轮机整机按照抽汽段分为若干级组,在各级组内运用弗留格尔公式及速比,反动度和内效率的变化公式,进而确定各级级前(后),级间的蒸汽温度和蒸汽压力.(2)基于抽汽口蒸汽状态的计算当仅已知变工况下机组功率和各抽汽点状态参数时,由于不知道各个回热器汽侧,水侧进出口参数,无法利用热平衡,质量平衡方程式进行各段抽汽量的计算,不能进行回热系统热力计算.这时,采用机组功率和各级流量成相对固定比例变化的近似处理方法.随后即可展开汽轮机通流部分的计算,方法是以各抽汽点压力为基准,在各抽汽段级组内逐级使用弗留格尔公式确定各级前(后)蒸汽压力,进而确定级前(后),级间蒸汽温度以及级间蒸汽压力.(3)最简化计算当电厂能够提供的可信数据只有变工况下机组功率和末级排汽压力或凝汽器压力.这种情况下就出现了前面所述的最简单的第三类计算条件.在这类计算条件下,不仅不能进行回热系统的热力计算,而且汽轮机通流部分计算时各抽汽段内蒸汽的膨胀过程也只能依据额定工况进行简化处理.计算方法是:近似认为机组功率和各级流量成相对固定比例变化,然后将汽轮机整机作为一个级组,以末级排汽压力为基准,逐级使用弗留格尔公式确定各级前后压力.变工况下各抽汽段的蒸汽膨胀过程线由额定工况下各抽汽段的蒸汽膨胀过程线平推而得,进而确定级前(后),级间蒸汽温度以及级间蒸汽压力.33种计算方案的实施选择某300MW中间再热冷凝式汽轮机为计算对象,该汽轮机额定功率300MW,最大功率320MW,额定转速3000 r/min.汽轮机分为高,中,低压缸,共有1个调节级和27个压力级,其中,高压缸有12级,中压缸有9级,低压缸有7 级.回热系统采用三高,四低,一除氧模式.1段,2段抽汽来自高压缸,分别进入1号和2号高加,第1段抽汽来自第9 级出口,第2段抽汽来自第12级出口(即高压缸出口);3段,4段抽汽来自中压缸,分别进入3号高加和除氧器,第3 段抽汽来自第17级出口,第4段抽汽来自第21级出口(即低压缸出口);5段,6段,7段,8段抽汽来自低压缸,分别进入1号,2号,3号,4号低加,第5段抽汽来自第23级出口,第6段抽汽来自低压缸第25级出口,第7段抽汽来自第26 级出口,第8段抽汽来自第27级出口.在前面3种计算方案的基础上,采用VB6.0对计算对象进行了汽轮机变工况热力参数计算3种计算方案的可视化编程.编制的软件将3种已知条件的变工况热力计算程序包含其中,可根据所掌握现场数据的情况选择合适的程序进行计算,软件可根据选择采用相应的变工况计算方法进行变工况热力参数计算.计算结果数据即可显示在软件界面上的表格中,也可存放到指定的文件中,供查询,打印时使用.4计算结果的分析与比较采用上述3种计算方法,对该汽轮机进行了多个工况下的热力计算,得到了不同工况下汽轮机各级前(后),间的蒸汽温度和压力.以下选取部分变工况的计算结果进行分析, 分析中所对比的真实值为汽轮机设计厂家提供的变工况下汽轮机级前(后)的蒸汽热力参数.4.1级间蒸汽温度,压力分布分析图1一图4分别为80%额定功率工况和60%额定功率工况下3种计算方法得出的汽轮机内蒸汽温度,压力分布与真实值的对比曲线图.图中横坐标为汽轮机通流部分各级位置的序号,纵坐标表示各位置点处的蒸汽温度或压力.各级位置的序号l点～12点对应于高压缸中包含的1级一12级各级的进口位置,同时也是该级前一级的出口位置;13点对应于高压缸末级(即第12级)的出口;14点～29点对应于中,低压缸中包含的13级一28级各级的进口位置,同时也是该级前一级的出口位置,29点表示低压缸末级(即第28级)第1期张莉等:大型汽轮机变工况热力参数的3种计算方法及其比较7 出口位置.本文后面图中若横坐标为汽轮机通流部分各级位置的序号,横坐标的标示方法与图1～图4相同,后面不再赘述.600500400髫300200100O\～～\\一洋细算法一一抽汽口算法…,简化算法真实值1357911131S171921232S27级号图180%工况下各方案计算所得的温度分布,越赠室-R图280%工况下各方案计算所得的压力分布图360%工况下各方案计算所得的温度分布～详细算法～一抽汽口算法简化算法真实值\\\,\～～...................i....级号图460%工况下各方案计算所得的压力分布由图1,图3可见,各算法所计算的温度线基本重合,各工况温度分布曲线有一定的近似性,且各算法的温度曲线重叠性都较好,初步判定3种计算方法所得的计算结果良好. 图中还反映了在蒸汽在汽轮机各级内的温度分布趋势,图中反映出高压缸和中压缸温降比较平缓,从低压第21级开始温度降幅开始增加.13点,14点两点间蒸汽发生跳跃变化反映了蒸汽在高压缸后的再热过程.由图2,图4可见,计算所得的蒸汽压力分布与蒸汽压力真实值的对比表明,各算法能准确地计算汽轮机内的蒸汽压力.图中还反映了不同工况下蒸汽在汽轮机各级内的压力分布趋势,反映出不同工况下汽轮机内蒸汽压力分布曲线有着一定的近似性,蒸汽在汽轮机膨胀过程中,在高压缸内的压降较大,在中压缸内的压降区域平缓,低压缸后面级内的压降较小.其它变工况下的蒸汽温度,压力3种算法计算所得到的计算结果也表明与汽轮机设计厂家提供的真实值较为符合, 此处不再赘述.4.2蒸汽压力计算结果的相对误差为深入了解,比较3种计算方法的准确性,对计算结果的相对误差做进一步研究.图5～图7分别表示额定工况, 80%额定功率工况和60%额定功率工况下3种计算方法计算所得的蒸汽压力的相对误差曲线.…■级号一\/.+详细算法—?～抽汽口算法+简化算法图5额定工况各方案计算所得压力的相对误差0.020.0l_0.O1一0.02釜.0.03-0.04—0.05.0.O6～……...△…一一..….八….图680%工况各方案计算所得压力的相对误差:.A………驷:图760%工况各方案计算所得压力的相对误差由图5可知,额定工况下,3种算法所得各级压力数值与设计值的相对误差总体上很小,基本控制在1.5%以内.其中,简化算法所得的压力值相对误差几乎为零,这是由于额定工况下各级流量取值与基准工况下等同,且采用弗留格尔公式时以低压缸排汽压力作为背压的结果;详细算法和抽汽口基准算法精确度相当,总体上来讲抽汽口基准算法比详细算法精度略高,其原因是额定工况下,抽汽El算法各级流量取值与基准工况等值,而详细算法各级的流量则是通过整个回热系统的物质,能量和功率守恒方程求解而得,必然与设5O50S05022l1O0100O0O0O000000O莨罢43210l2345670O0O00000000OOO苕}茛8汽轮机技术第54卷计值产生一定的误差.但从详细算法和抽汽口基准算法相对误差的比较结果可以推断,详细算法的汽水流量算法已经相当精确.图6各算法压力相对误差曲线表明,在80%工况下,详细算法与抽汽口基准算法的计算结果都比较理想,蒸汽压力计算结果的相对误差大小可控制在2%以内.简化算法在高,中压缸(特别是高压缸)部分的计算精度比较高,相对误差范围在3%以内,在低压缸部分相对误差较大,最大误差接近5%.仔细分析简化算法中低压缸部分蒸汽压力计算结果相对误差较大的原因发现,主要是因为低压缸部分蒸汽压力基准数较低,计算结果与设计值之间较小的差别就会产生较大的相对误差.由图7可以看出,60%工况下详细算法计算相对误差较小,除第2级进口相对误差为3.4%以外,其余都控制在2% 以内,中,低压缸部分计算相对误差更小,在1%以内.抽汽口基准算法的计算结果整体上都可以接受,高,中压缸部分的计算相对误差都保持在4%以内,低压缸特别是最末几级由于压力基数太小,导致相对误差稍大.但最大绝对误差也只有0.02MPa.简化算法高压缸部分压力的计算精度较高, 除个别点相对误差接近3%以外,其余位置都在2%以内,中压缸部分压力的相对误差在5%以内,低压缸部分的压力计算相对误差稍高,但最高值大体上在6%附近.由图5～图7分析蒸汽压力随工况变化的3种算法的计算精度可知,随着机组功率的降低,3种算法的压力计算精度均随之降低.3种算法在高,中压缸部分的计算精度比较高, 详细算法和抽汽口算法在基本维持在3%以内,简化算法在高压缸部分的计算相对误差在2.5%以内,在中压缸位置为5%以内.在低压缸内,详细算法的计算精度较高,60%工况时计算相对误差值也维持在2%以内,抽汽口基准算法和简化算法的相对误差值则相对稍高一些,60%工况时分别约为5%和6%,但由于低压缸蒸汽压力参数较低,其绝对误差并不大,也在可接受的误差范围之内.4.3蒸汽温度计算结果的相对误差图8～图10分别表示额定工况,80%额定功率工况和60%额定功率工况下3种计算方法计算所得的蒸汽温度的相对误差曲线.由图8～图10所示可知:除极个别点外,3种计算方法计算所得的蒸汽温度的相对误差都非常小.详细计算在3种工况下计算所得蒸汽温度相对误差多数分别在l%,2%,2.5%以内.简化计算在3种工况下计算所得蒸汽温度相对误差的可控范围在2%以内,抽汽口计算在3种工况下计算所得蒸汽温度相对误差的可控范围在为3%以内.蒸汽温度计算值相对误差的分析表明本项目所编制软:...1-^':级号l图8额定工况各方案计算所得温度的相对误差靛趔靛..:.一……..…………__一图980%工况各方案计算所得温度的相对误差..__△…..[■...△…一图1060%工况各方案计算所得温度的相对误差件包含的3种计算方法都具有较好的准确性.综合比较详细计算,简化计算,抽汽口计算在计算蒸汽温度方面的精度表明,详细计算精度最高,简化计算次之,抽汽口计算最低.由图8～图1O分析蒸汽温度随工况变化的3种算法的计算精度可知,3种算法在各个工况下计算所得的蒸汽温度的相对误差线趋势相近,大体上蒸汽温度参数的计算精度随着机组功率的降低而下降.除低压缸个别位置外,3种算法在汽轮机整个通流部分的计算精度都比较高,详细算法和简化算法的相对误差基本维持在2%以内,抽汽口基准算法则在3% 以内.各算法所得的蒸汽温度的最大相对误差出现在低压缸中第22级进口处,详细算法和简化算法计算相对误差约为3.5%,抽汽口基准算法约为5%,60%额定工况下抽汽口的绝对误差值达到14%之多.其余误差较大的点基本控制在5~C以内,这样的误差在工程上来说还是可以接受的.5结论本文在对汽轮机变工况热力参数计算所能获得的基础数据分析的基础上,拟定了3种针对不同计算条件的计算方案,并以某300MW机组汽轮机为对象,将3种计算方案加以实施.3种计算方案在不同工况下的蒸汽参数的计算结果与真实值的对比表明:(1)拟定的3种汽轮机变工况热力计算方案均具有很好的可操作性;(2)在不同计算条件下,3种计算方案实施后计算所得的变工况下汽轮机级内蒸汽参数的计算值较为准确,能够满足工程应用的精度要求;(3)在蒸汽参数的计算准确性方面,基于回热系统详细分析的计算方法,最简化计算方法次之,基于抽汽口蒸汽状态的计算方法最低;(4)3种算法的计算精度随着机组功率的下降而有所下降;(5)3种算法对汽轮机不同部件和部位处的计算精度也有所不同.对高中压缸部分热力参数的计算比较准确,对低压缸部分的计算结果的精度相比而言较低.(下转第4页)毗0=窖00O000O0毗0吡00mSO5O505O5O51100112233000O00O000O00O0OOO00靛。
汽轮机做功原理公式解释
1 汽轮机做功原理公式解释汽轮机能量转换过程中，由于存在各种损失，其理想焓降t H ∆不能全部转换为有用功，所以变为有用功的有效焓降i H ∆，总是小于理想焓降t H ∆，两者之比称为汽轮机的内效率ri η。
即：iri tH H η∆=∆ 汽轮机的内功率i N 正比于蒸汽流量0D （kg/h ）与有效焓降i H ∆的乘积，故：0036003600i t rii D H D H N η∆∆==g g g由于存在机械损失，汽轮机轴端功率ax N 为：ax N =03600t ri axi ax D H N ηηη∆=g g g ；ax η为机械效率以轴端功率带动发电机时，要考虑发电机效率el η，故发电机出线端功率el N 为：03600t ri ax elel ax el D H N N ηηηη∆==g g g g当令ax el αηη=g时，最后便得到汽轮机带动发电机的出线端功率为： 03600t riel D H N ηα∆=g g2 初温0t 对汽轮机功率i N 的影响当锅炉热耗量Q 不变的条件下，讨论蒸汽初温与汽轮机功率的变化关系： 由功率方程式：036003600()t ri t rii fw D H Q H N h h ηη∆∆==-g g g g已知，D ：汽轮机进汽量； t H ∆：理想焓降；ri η：内效率； Q ：锅炉吸收热量；0()fw Q D h h =-g0h ：进汽焓值；fw h ：出口焓值；可知，由于初温变化引起的功率增量为：00002000000123[]3600()ri t t ri t ri i fw fw fw H H h H QN t t t h h t h h t h h t ηηη∂∆∆∂∆∂∆=∆-∆+∆-∂-∂-∂1444244431444244431442443或：000000132111(]i t rii t fw ri N H h t N H t h h t t ηη∆∂∆∂∂=-+∆∆∂-∂∂1424314243142431：表示因焓降改变所引起功率的变化；tH t ∂∆∂可直接由焓熵（h-s ）图查得；或者把蒸汽作为理想气体，用下述公式求得：1200[1()]1k k t p kH RT k p -∆=--12000[1()]1k t t k H H p kRt k p T -∂∆∆=-=∂- 其中，k ：绝热系数，对于过热蒸汽k =1.3； R ：通用气体常数，R =461.76(J/(kg .K))； 0T ：绝对温度（K ），00273T t =+； 2p ：排气压力； 0p ：初压；2：表示热耗一定，初温（初焓）升高后，蒸汽流量减小引起的功率变化；h t ∂∂可由焓熵（h-s ）图查得；对过热蒸汽00p h c T =g，p c =0h t ∂∂；p c 为定压比热容(J/(kg .K))； 3：表示初温变化时汽轮机效率改变引起的功率变化，它对非再热凝汽式汽轮机不可忽略。
125MW中间再热机组热力系统计算
125MW中间再热机组热力系统计算及调节系统特性分析摘要：该文对凝汽式125 MW 中间再热式机组进行了全面性热力系统计算(其中包括回热系统计算，主蒸汽系统计算，旁路系统计算，再热蒸汽系统计算，循环水系统，给水系统，凝结水系统等的)和经济性分析，并对其中各个部分构件（给水泵，凝结水泵，循环水泵及系统间的连接管道等）进行了选型和校核，同时结合调节系统分析其中存在的问题，提出切实可行的措施来提高机组的经济性和系统的安全性。
关键词：管径；主蒸汽系统；再热系统；给水泵；保温材料绪论1.我国的能源构成及现状能源是国民经济的重要物质基础。
我国能源丰富，但分布严重不均，水力资源的90%分布在西部，煤炭资源的80%分布在北部，而70%的能源消费集中在东部及沿海新开发区。
水力资源富矿不多，开发难度大。
上述原因决定了我国的电力事业是以煤电为主，并且在以后相当长的一段时间内不会有变化。
2.我国电力规划及火电技术发展动向根据对我国经济发展的预测，我国的经济增长趋势为2000-2010年为6%-8%,2010-2020年为5%-6.3%。
根据此预测，到2020年我国的装机总容量将达到790.1GW(1)为了降低平均能耗和提高资源利用率我国在未来将大力发展(2)600MW甚至1000MW 等级的超临界压力机组，研制300、600MW, 空冷机组以及超高压参数亚临界参数的200、300MW高效供热式机组。
(3)强化环境保护，发展洁净燃煤技术。
(4)大力发展中间负荷机组，适应电网调峰需要(5)发展能源多元化，适当发展核电和新能源。
(6)进一步提高火电自动化水平，实现自动测量控制及单元机组集控值班1.原则性热力系统计算以规定的符号表明工质在完成热力循环时所必须流经的各主要热力设备之间的联系线路图，称为原则性热力系统。
火力发电厂的原则性热力系统热平衡计算的主要目的是：确定电厂在不同运行工况时各部分汽水流量及其参数和全厂的热经济指标（如锅炉蒸发量，汽轮机总耗汽量，汽轮机热耗率，全厂热耗率，全厂热效率等），分析其经济性，并将最大负荷工况计算结果作为选择各辅助设备和管道的资料依据。
凝汽式汽轮机（n25-3.43）大修技术要求
凝汽式汽轮机（N25-3.43）大修技术要求一、重点大修项目1、汽轮机前、后汽封漏汽严重，更换前、后汽封；2、主推力瓦块温度不均匀；3、调速器阀门杆漏汽；4、机头及油系统渗油；5、高压油泵泵体漏油；6、顶轴油泵出力不足；7、盘车易脱扣；8、飞锤拉环弹簧易脱落。
9、汽轮机参数：二、标准大修项目1 汽缸检修1-1 拆卸化妆板及保温层。
1-2 拆卸汽缸导汽管法兰螺栓，拆卸汽缸结合面螺栓。
1-3 认真仔细检查起重工具，确认无问题后吊起上部。
1-4 翻转上汽缸，将汽缸洼窝和结合面清扫干净，全面检查上下汽缸及喷嘴有无裂纹、冲刷、损伤，修刮汽缸结合面，保证汽缸不漏汽。
1-5 检修所有汽缸螺栓，有缺陷应更换。
所有汽缸螺栓进行硬度检测，不合格的进行更换。
1-6 检修机组汽缸前后猫爪滑销、前后座架压板等所有滑销系统。
1-7 检修调节汽阀装置各部件有无裂纹、磨损情况，测量调整各部间隙，对磨损较重的调节阀予以处理。
1-8 汽缸各部检修后回装，坚固螺栓上下缸体及保温。
2 汽封检修2-1 拆卸所有高低压汽封块及隔板汽封。
2-2 用细砂布全面清扫汽封体及洼窝。
2-3 更换所有高低压汽封及隔板汽封。
2-4 测量调整上下汽缸汽封间隙，做好记录。
2-5 测量调整各个汽封块之间接头间隙和水平结合面接头间隙。
2-6 汽封环安装后灵活无卡涩。
2-7 直接用转子检查汽封的洼窝中心，允许偏差值为小于0.05mm。
3 转子检修3-1 吊转子前测量原始数据、推力间隙、阻汽片间隙、测轴弯曲、轴颈幌度、转子水平状态、轮盘及推力盘瓢偏。
3-2 全面检查吊转子专用工具，确认无问题后，平稳吊出转子。
3-3 测量与调整各部通流部分间隙。
3-4 检查叶片的结垢与覆环腐蚀、损伤情况，并对汽轮机转子末级、次末级叶片做探伤，若有损伤应进行修理（返厂维修除外）。
3-5 用金属擦伤方法检查叶片、叶根是否有裂纹，做好记录，并加以必要的处理。
3-6 检查叶轮、轴颈、推力盘有无裂纹、损伤等情况，并加以必要的处理。
汽轮机热力计算方法本科毕业设计
1绪论1.1 研究意义随着我们国家火力电力事业的高速发展，发电机组单机容量逐渐增大，于此同时电网的峰谷差也越来越大。
随着新型能源的并网，大规模火电机组参与调峰、负荷变动已成为必然，大规模储能设施能力不足的情况下,流动性和负载变化能力的研究越来越重要。
传统的火电机组会更频繁的进行调峰，使其到达一个主要部分进行集团交替,从而达到交变温度场的作用,应力场存在于汽轮机启动和操作模式的过程当中,由于汽轮机的温度和流量发生变化,进而使汽轮机汽缸和转子金属的温度也发生相应的改变。
热传导效应在金属表面产生温度梯度引起热应力。
实验研究表明,停止运行的汽轮机热应力的主要因素是现代汽轮机组的疲劳损伤,尤其是汽轮高参数大容量的汽轮机往往由于温度上升速度控制不当,引起汽轮机汽缸的裂纹而导致热应力太大，表面裂纹转子和转子弯曲设备损坏事故等。
那么引起的汽轮机转子热应力的问题应从各方面得到广泛的关注,其主要目的是检测热应力。
热力发电厂中,热与电联合生产,可以使汽轮机显著的降低凝汽损失,并且汽轮机的排汽和抽汽加热提取用于工农业生产和人民生产生活当中,可以实现热电联产，并且显著提高热效率,电力供应煤炭消费量远低于凝汽式汽轮机,远低于超临界电力系统。
与此同时,由于热与电的联合生产,可以避免或取代之前的污染量大的分散的小的低供热锅炉的参数,从而大大减少空汽污染,有利于自然环境保护。
开发的热与电联合生产，实际上容易实现大规模、集中管理、减少社会投资成本,减少操作和维修人员,提热电厂高经济效益。
加快国民经济的高速发展,电力基础设施建设，使高功率单元得到快速发展。
这几年来，热与电的联合生产使得200MW和300MW汽轮机得到了大力发展,普遍大型供热机组主要采用中间再热,这些汽轮机从凝汽式汽轮机功率发展而来,与此同时加热功能主要用于严寒及寒冷地区冬季采暖。
那么基于这种情况,大型加热器具有如下特点:（1）由于供热时间大约为3~4个月,所以没有加热凝汽式汽轮机,而是通过机、炉、电对冷凝额定负载进行相应的匹配;（2）加热单位和再热装置,当大量的加热装置的温度相应下降时，进行加热装置的加热;（3）加热取暖的过程,调整抽汽压力降低,从而使调整提取位置排列在中压缸排汽,抽汽管道上的调节抽汽阀控制低压缸联合招生和调整提取的压力和流量，而在控制阀上设置低压管。
燃气轮机热力循环性能的分析计算
燃气轮机热力循环性能的分析计算【摘要】本文基于热力学第二定律，从能量利用的角度出发，引入无量纲熵参数，对燃气轮机装置热力性能参数进行热力性能完善程度评价与分析，为燃气轮机装置的热力性能优化设计提供技术途径。
【关键词】燃气轮机；热力循环；性能；分析；计算【abstract 】this paper based on the second law of thermodynamics, from the Angle of energy use, introducing the dimensionless parameter entropy, the gas turbine thermal performance parameters device thermal performance perfect degree evaluation and analysis, the device for gas turbine thermal performance optimization design provides technical way.【key words 】gas turbine; Heat engine cycle; Performance; Analysis; calculation1 引言二十世纪80年代以来，燃气轮机热力循环方面的研究取得了长足的进步，其中热点之一是注蒸汽燃气轮机循环的研究。
它不仅具有高效率、高比功的特点，而且它在变工况性能、污染控制等方面的优越性也倍受国内外研究者的青睐。
目前世界上正研制和开发的、比较先进的燃煤发电技术是整体煤气化联合循环和增压流化联合循环。
本文将整体煤气化联合循环中的先进燃煤技术与注蒸汽循环结合起来，对循环进行了热力学分析计算，就各参数对循环性能的影响进行了探讨。
2循环过程简介煤在气化炉中形成粗煤气，经过热交换器，降温放热以加热给水产生回注用蒸汽，再经过脱硫、除尘变为洁净煤气，作为循环所用的燃料进入燃烧室。
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第一节25MW汽轮机热力计算一、设计基本参数选择1. 汽轮机类型机组型号：N25-3.5/435。
机组形式：单压、单缸单轴凝器式汽轮机。
2. 基本参数额定功率：P el=25MW；新蒸汽压力P0=3.5MPa，新蒸汽温度t0=435℃；凝汽器压力P c=5.1kPa；汽轮机转速n=3000r/min。
3. 其他参数给水泵出口压力P fp=6.3MPa；凝结水泵出口压力P cp=1.2MPa；机械效率ηm=0.99发电机效率ηg=0.965加热器效率ηh=0.984. 相对内效率的估计根据已有同类机组相关运行数据选择汽轮机的相对内效率，ηri=83%5. 损失的估算主汽阀和调节汽阀节流压力损失：ΔP0=0.05P0=0.175Mpa。
排气阻力损失：ΔP c=0.04P c=0.000204MPa=0.204kPa。
二、汽轮机热力过程线的拟定（1）在h-s图上，根据新蒸汽压力P0=3.5MPa和新蒸汽温度t0=435℃，可确定汽轮机进气状态点0（主汽阀前），并查得该点的比焓值h0=3303.61kJ/kg，比熵s0=6.9593kJ/kg（kg·℃），比体积v0= 0.0897758m3/kg。
（2）在h-s图上，根据初压P0=3.5MPa及主汽阀和调节汽阀节流压力损失ΔP0=0.175Mpa 可以确定调节级前压力p0’= P0-ΔP0=3.325MPa，然后根据p0’与h0的交点可以确定调节级级前状态点1，并查得该点的温度t’0=433.88℃，比熵s’0= 6.9820kJ/kg（kg·℃），比体积v’0= 0.0945239m3/kg。
（3）在h-s图上，根据凝汽器压力P c=0.0051MPa和排气阻力损失ΔP c=0.000204MPa，可以确定排气压力p c’=P c+ΔP c=0.005304MPa。
（4）在h-s图上，根据凝汽器压力P c=0.0051MPa和s0=6.9593kJ/kg（kg·℃）可以确定气缸理想出口状态点2t，并查得该点比焓值h ct=2124.02kJ/kg，温度t ct=33.23℃，比体积v ct=22.6694183 m3/kg，干度x ct=0.8194。
由此可以的带汽轮机理想比焓降1179.59kJ/kg，进而可以确定汽轮机实际比焓降η979.06kJ/kg，再根据h0、和p c’可以确定实际出口状态点2，并查得该点的比焓值h c2=2324.55kJ/kg，温度t c2=33.92℃，比体积v c2=24.0549667 m3/kg，干度x c2=0.9016。
（5）若不考虑末级余速损失，直接到步骤（6），若考虑末级余速损失，则有第四章中Δh c2的计算方法得到kJ/kg，然后沿压力线p c’下移kJ/kg得3点，并查得该点比焓值h c3=kJ/kg，温度t c3=℃，比体积v c3= m3/kg，干度x c3=。
用直线连接1、3两点，在中间4’点处沿压力线下移（12~15）kJ/kg得4点，光滑连接1、4、3点则由点0、1、3、2连接的线即为该机组再设计工况的近似热力过程线。
（6）用直线连接1、2两点，在中间3’点沿压力线下移20-25kJ/kg得3点，光滑连接1、3、2点，则由0、1、3、2连接的线即为该机组在设计工况下的近似热力过程线。
拟定的热力过程线如图7-1所示。
三、汽轮机进气量估计设m=1.08，，设计功率P e=20000kW，则由式（4-3）得四、抽气回热系统热平衡初步计算1. 给水温度的选取根据初压P0=3.5MPa，可以求得P0对应下的饱和水温t s0=242.56℃，则由第四章中确定给水温度的经验公式得t fw= t s0 x 0.72=174.64℃。
2. 回热抽气级数的选择选择5段回热抽气，采用“二高二低一除氧”的形式，高压加热器采用内置式疏水冷却器；高压加热器疏水收集方式为逐级自流到除氧器，低压气疏水方式为逐级自流，5号低压加热器采用疏水泵，其加热器（包括除氧器）的编号从高压到低压依次排序，为1、2、……、5号。
3. 除氧器工作压力的选择除氧器定压运行，工作压力选为P d=0.118Mpa。
4.回热系统图的拟定一台汽轮机抽气回热系统的拟定主要取决于该机组的给水温度、抽气回热级数及除氧器工作压力等。
根据25MW汽轮机这几方面数值的确定，可画出如图7-2所示的回热系统。
5. 各加热器汽水参数计算已知：高压加热器上端差θ1=5℃，θ2=5℃；下端差θj=0℃（j=1,2）。
低压加热器上端差θj=3℃（j=4,5）。
各段抽气压损ΔP j=8%P j（j=1、2、4、5）由于除氧器定压运行，为了使其工作稳定，压损取17%。
给水温度t fw=161℃凝汽器压力P c对应下的饱和水温，即凝结水温度t c=33.23℃除氧器工作压力P d对应下的饱和水温，即除氧器水箱出口水温t d=104.3℃。
本次计算暂不考虑水泵与凝结水泵的温升。
根据等温升法取各级加热器进出口水温t fw、水比焓h wj；通过上端差求取各级加热器凝结段的饱和水温度t bj，饱和水比焓h bj，加热器汽侧工作压力P j’，抽气压力P j；通过下端差计算各级加热器的疏水温度t sj、疏水比焓（过冷水）h sj，最后再根据抽气压力与热力过程线的交点在h-s图上查取各段抽气温度t j（或干度x j）、抽气比焓值h j。
由等温升法可得高压加热器水侧升温为Δt1=（t fw-t d）/2=28.35℃由等温升法可得低压加热器水侧升温为Δt2=（t d-t c）/2=23.69℃则t w1= t fw=161℃，t w2=132.65℃；t w3=t d=104.30℃；t w4=80.61℃；t w5=56.92℃。
（1）1号高压加热器。
根据给水温度，可以得到1号高压加热器出口水温t w1= t fw=161℃；由给水泵出口压力P fp和t w1可得1号高压加热器出口水比焓h w1=683.23kJ/kg；1号高压加热器凝结段的饱和水温度t b1=t w1+θ1=166℃；h b1=704.87kJ/kg；1号高压加热器汽侧工作压力p1’=0.718364MPa；1段抽气压力P1=0.78083MPa；1号高压加热器疏水温度；1号高压加热器疏水比焓h s1=704.87kJ/kg。
表7-1 25MW凝汽式汽轮机加热器汽水参数表（2）2号高压加热器。
2号高压加热器出口水温t w2= t w1-28.35=132.65℃；由给水泵出口压力P fp和t w2可得2号高压加热器出口水比焓h w2=561.75kJ/kg；2号高压加热器凝结段的饱和水温度t b2=t w2+θ2=137.65℃；h b2=583.04kJ/kg；2号高压加热器汽侧工作压力p2’=0.33810293MPa；2段抽气压力P2=0.367503MPa；2号高压加热器疏水温度；2号高压加热器疏水比焓h s2=583.04kJ/kg。
（3）除氧器。
除氧器工作压力P3’=p d=0.118MPa；3段抽气压力P3=0.142MPa；水温t d=104.3℃；出口水比焓h d=434.27kJ/kg；由给水泵出口压力P fp和t w3得到给水泵出口水比焓值h w3=441.84kJ/kg。
（4）4号低压加热器4号低压加热器出口水温t w4=80.61℃；4号低压加热器出口水比焓h w4=338.42kJ/kg；4号低压加热器疏水温度；h s4=351.01kJ/kg；4号低压加热器汽侧工作压力p4’=0.05478487MPa；4段抽气压力P4=0.059548771MPa；（5）5号低压加热器5号低压加热器出口水温t w5=56.92℃；5号低压加热器出口水比焓h w5=239.27kJ/kg；5号低压加热器疏水温度；h s5=251.81kJ/kg；5号低压加热器汽侧工作压力p5’=0.01987207MPa；5段抽气压力P5=0.0216MPa。
各加热器汽侧和水侧的基本参数如表7-1所示。
6. 回热系统热平衡初步算法（1）1号高压加热器。
1号高压加热器热平衡图如图7-3所示，根据表面式加热器热平衡原理可列出方程（2）2号高压加热器。
2号高压加热器热平衡图如图7-4所示，根据表面式加热器热平衡原理可列出方程（3）除氧器。
除氧器热平衡图如图7-5所示，根据表面式加热器热平衡原理可列出方程图 7-4 2号高压加热器热平衡图图 7-5 除氧器热平衡图图 7-3 1号高压加热器热平衡图（5）4号低压加热器和5号低压加热器。
4号低压加热器和5号低压加热器热平衡图如图7-6所示，因5号低压加热器疏水采用了疏水泵，将疏水送到了5号低压加热器出口（4号低压加热器入口）的主凝结管道中，在5号低压加热器出口（4号低压加热器入口）处形成了一个混合点，将混合点看成一个混合式加热器，根据混合式加热器热平衡原理，及4号低压加热器（表面式加热器）热平衡原理，可列出方程则根据5号抵押及责任期（表面式加热器）热平衡原理，可列出方程则联立求解上述方程，得到α4α5αc45图 7-6 4、5号低压加热器热平衡图五、调节级的选择与计算（一）基本参数（1）调节级的形式为单列调节级。
（2）调节级比焓降为112kJ/kg。
（3）调节级的速比x a=0.4。
（4）调节级平均直径：取。
（5）调节级反动度Ωm=0.075。
（6）部分进汽度。
由确定调节级的叶高和部分进气度，须使与之和为最小。
求得e=0.3328（7）气流出口角和。
设计中选用亚音速喷嘴叶栅，其型号为TC-1A，有关参数为：相对节距，进气角，出汽角。
动叶栅选用型号TP-2A，有关参数为：进气角，出口角，相对节距。
设计选取喷嘴流出汽角，动叶气流出汽角。
（二）调节级详细计算1. 喷嘴部分的计算（1）调节级进口参数及调节级的滞止理想焓降。
调节级进口参数即为高压缸进口参数，由于进入调节级的气流速度很小，可以近似认为滞止参数与进口参数相等。
由拟定热力过程线的步骤可得：，℃，，，，由前面选取其理想比焓降为kJ/kg。
（2）调节级进汽量86.58-0=86.58t/h=23.76kg/s则调节级喷嘴流量（3）平均反动度Ωm的确定。
有前面可知Ωm=0.075（4）喷嘴的滞止理想比焓降（5）喷嘴出口气流速度c1t与c1其中 ——喷嘴速度系数，取。
（6）喷嘴出口等比熵出口参数h1t、v1t、P1。
由和求出喷嘴出口理想比焓值h1t该过程为等比熵膨胀过程，由h1t=3303.61kJ/kg、kJ/（kg·℃）查水蒸气h-s图得出口比体积v1t=0.1212422m3/kg，喷嘴出口压力P1=2.41430519MPa。
（7）喷嘴压比由此可知，喷嘴中为亚音速气流，采用渐缩喷嘴，选喷嘴型号为TC-1A、、。