汽轮机压力匹配器的应用实践及热力性能的完善

摘要：汽轮机压力匹配器是1996年推向市场的专利产品，其应用喷射技术使高压高温和低压低温流体直接混合，具有独特的优点，一是增加汽轮机热化发电量；二是将不可调节抽汽变为可调节抽汽。广泛用于热电、石油化工等大量使用蒸汽的各行业，为企业创造丰厚的经济效益。

在此成果工业化的实践过程中，针对用户生产中提出的新课题，如蒸汽流量变化大的情况，开发了多喷咀式压力匹配器，在汽机停运时以汽轮机压力匹配器代减压减温器的应用以及选择参数最佳组合提高运行效率等。

关键词汽轮机压力匹配器减压减温器喷射技术多喷咀

汽轮机压力匹配器是我单位的专利产品（专利号96238580.8 ），自从1996年推向市场以来，已在热电、石油化工、造纸、橡胶、食品等行业销售近50台，为企业直接创造年经济效益5000多万元。考虑质量、产量提高，环保改善等效益更十分可观。这是我们将科学技术转化成生产力的一项成功之作。

一、汽轮机压力匹配器技术理论基础

喷射技术在60年代已基本上完成其基本理论的研究。陆续在工业实践中应用。主要用于真空系统。作为热力压缩机应用还是最近20年的事[1]，在蒸汽动力系统中，喷射技术用于热力压缩具有着独特的优点。虽然喷射压缩由于存在高压高温和低压低温流体直接混合，增加了不可逆损失，这是机械压缩机中不存在的损失。但和机械式压缩机相比的优点是结构简单，价格便宜，维护费用少。其热能利用率可以和机械式压缩机相比美，在某些情况下，其热能利用率高于机械式压缩机。

蒸汽喷射式热压机的有效能利用率达到40~50%，机械式压缩机有两种拖动方式，一种利用蒸汽透平拖动压缩机；一种是电机拖动压缩机。对于蒸汽透平拖动的压缩机的热效率ηi=η汽×η压，η汽—蒸汽透平的效率；η压—压缩机的效率，对小型背压式蒸汽透平的效率为0.7左右，小型离心压缩机的效率为0.6~0.7左右。蒸汽透平拖动蒸汽压缩机的效率在0.42~0.49，和喷射式热力压缩机的效率基本相当。

电机拖动的蒸汽压缩机的热效率ηi=η电·η机·η压，η电—供电效率取0.35，η机—电机的机械效率取0.98，电机拖动压缩机的效率ηi=0.20~0.24，大大低于喷射式热力压缩机的效率。

由于喷射式热力压缩机的独特优点，因此它在回收乏汽，提高低压蒸汽压力方面获得了广泛利用[2]。特别是和供热式汽轮机联合运行，作为供热式汽轮机的压力匹配器使用，取得了可观的效益和良好的市场前景[3]。

二、应用实例

某化工厂自备热电厂有次高压锅炉一台，产汽压力5.0MPa，450℃，75t/h，配有一台C1.2-50/10汽轮机，生产用汽3.0MPa，250℃，40t/h。显然不能用汽轮机直接供汽。在汽机调节级后打孔抽汽，抽汽压力也只能达到2.5MPa。

用进汽压力匹配器解决了上述问题，用锅炉5.0MPa，450℃新汽作为驱动蒸汽，引射2.5MPa，350℃抽汽，输出3.0MPa，250℃（经喷水减温后）。输出40t/h，3.0MPa蒸汽供C1.2-50/10汽轮机，其中使用5.0MPa，450℃蒸汽14t/h，减温水6t/h，2.5MPa抽汽20t/h。利用压力匹配器比直接用减压减温器供热，汽轮机进汽量增加20t/h，增加热化发电量650KW。

某厂自备电站有2台35t/h中压锅炉，产汽3.8MPa，450℃，有2台汽机，1#机B3-35/10，2#机B1.5-24/5。由于锅炉压力高，不能直接进2#机，需经减压减温才能进2#机，又由于厂内水处理不除盐，软化水用作减温水，使汽机叶片结垢，不能长期运行，所以不能使3.8MPa，450℃的蒸汽用减温减压器降到2.4MPa，390℃进入2#机组。2#机长期停运。为此采用压力匹配器，以3.8MPa，435℃的蒸汽作驱动蒸汽，抽吸调节级后1.7MPa，360℃的蒸汽，输出2.4MPa，390℃的蒸汽进入2#机，使2#机安全运行，增加发电量1200KW。

某炼油厂全厂多数装置用汽压力在0.8MPa以下，只有某装置的塔底真空泵需要1.1MPa的蒸汽5t/h，为此厂内管网的压力需保持在1.1MPa以上。使用压力匹配器可使原1.1MPa管网的压力降到0.8MPa，以3.0MPa管网的蒸汽作为驱动蒸汽，抽吸0.8MPa管网的压力，输出1.1MPa蒸汽供塔底真空泵用。经改造后80t/h蒸汽的压力从1.1MPa降到0.8MPa，使汽轮机增加热化发电量1500kw。

压力匹配器除了在热电厂获得了广泛利用外，还在化工厂的多效蒸发及多效闪蒸装置上得到了利用，都取得了可观的经济效益。

三、优点

应用汽轮机压力匹配器归纳起来有两项主要的优点：一是增加热化发电量，提高了能源利用率；二是将不可调节抽汽变为可调节抽汽。

增加热化发电量的效益是显著的，在适当的参数范围内，投资回收期一般不超过半年。压力匹配器适当的参数是低压抽汽的升压比不超过2.5，驱动蒸汽压力和低压抽汽的压力之比越大越好，但不得小于4。如果超过这个范围，经济效益就明显下降。

将不可调节抽汽改为可调节抽汽，在凝汽机组改为供热机组的条件下，有广泛的利用。凝汽机组改为供热机组一般是打孔抽汽，打孔抽汽的压力随供热用汽的改变而改变，随机组发电负荷的改变而改变。例如N12-35型汽机，在电负荷1万千瓦时，抽汽压力为1.0MPa，在电负荷6000KW时，抽汽压力只有0.6MPa。在汽机最大进汽量时抽汽量的变化，也改变机组的电负荷。因此不可调节抽汽使电热负荷不协调。

利用汽轮机压力匹配器可将不可调节抽汽变成调节抽汽。电、热负荷互不干扰，在最大抽汽量时，机组可以发满额定负荷。抽汽压力不随电负荷的变化而改变。

通过上述应用实践，取得了可观的经济效益，也为产品继续提高质量和性能提供了宝贵的经验。

四、在应用实践中热力性能的完善

1.多喷咀式压力匹配器的开发

蒸汽喷射装置在流量低于设计流量时，引射的低压蒸汽量明显下降，也就是效率降低。应用实践中很多工艺要求蒸汽流量变化，因而降低了汽轮机压力匹配器的使用效率。也有很多单位订货时考虑到发展而要求流量较大，在应用时发展负荷没上来，流量偏小，导致效率下降。

图中aB0为不加任何调节装置的特性线，aB段表示输出流量减小时，驱动蒸汽的流量不变，G P=const，B0段表示抽汽量G H=0，也就是抽汽系数u=0，ac0段表示单个喷咀，单个针型调节阀的特性线，ac表示随着输出流量的减小，驱动蒸汽的流量也逐渐减小，抽汽系数u也减小，在C点u=0。在多阀调节时，第Ⅰ阀逐渐打开，驱动蒸汽量逐渐增加，到CⅠ点开始抽低压汽，抽汽系数u 逐渐增大，到aⅠ点，Ⅰ阀全部打开。流量增加，Ⅱ阀继续打开，到aⅡ点阀Ⅱ全部打开。陆续打开Ⅲ阀，到a点，输出流量达到设计值。a0线表示抽汽系数u等于设计抽汽系数u p。实际运行线愈靠近a0线效率愈高。三阀工况线acⅢaⅡcⅡaⅠcⅠ0比单阀工况线ac0大大靠近a0线，因而效率提高。采用多阀结构这样就解决了负荷变化大，压力匹配器效率下降的问题。

2.以压力匹配器代替备用的减压减温器

器在大多情况下出口温度高于要求的温度，需要喷水减温，喷水的位置可选在压力匹配器的出口向混合汽喷水，也可以在驱动蒸汽入口，或吸入蒸汽入口，分别向驱动蒸汽吸入蒸汽喷水。不同的喷水位置，压力匹配器的效率不同，根据不同的参数，可选出最佳的喷水位置，最佳喷水位置可以使压力匹配器的效率提高3~5%。

完成单位；沈阳飞鸿达节能设备技术有限公司

联系人；席云波

电子邮件；x0516box@https://www.360docs.net/doc/9618154926.html,

张吉培300MW汽轮机热力系统方案

N300MW汽轮机组热力系统分析- TMCR 专科生毕业设计开题报告 2011 年 09 月 24 日

摘要节能是我国能源战略和政策的核心。火电厂既是能源供应的中心也是资源消耗及环境污染和温室气体排放的大户，提高电厂设备运行的经济性和可靠性，减少污染物的排放，已经成为世人关注的重大课题。热经济性代表了火电厂的能量利用、热功能转换技术的先进性和运行的经济性，是火电厂经济性评价的基础。合理的计算和分析火电厂的热经济性是在保证机组安全运行的基础上，提高运行操作及科学管理水平的有效手段。火电厂的设计、技术改造、运行优化以及目前国外对大型火电厂性能监测的研究、运行偏差的分析等均需对火电厂的热力系统作详细的热平衡计算，求出热经济指标作为决策的依据。因此电厂的热力系统计算是实现上述任务的重要技术基础，直接反映出全厂的经济效益，对电厂的节能具有重要意义。本文主要设计的是300MW凝汽式汽轮机。先了解了汽轮机及其各部件的工作原理。再设计了该汽轮机的各热力系统，并用手绘了各系统图。最后对所设计的热力系统进行

经济性指标计算，分析温度压力等参数如何影响效率。本设计采用了三种计算方法—— 常规计算方法、简捷计算、等效热降法。关键词：节能、热经济性分析、热力系统目录 N300MW汽轮机组热力系统分析- TMCR (1) 专科生毕业设计开题报告 (1) 摘要 (4) 关键词 (4) 第一章绪论 (9) 1．1 毕业设计的目的 (9) 1．2国外研究综述 (9) 第二章 300MW汽轮机组的结构与性能 (11) 2．1汽轮机工作的基本原理 (11) 第三章热力系统的设计 (14) 3.1主、再热蒸汽系统 (14) 3.1.1主蒸汽系统 (15) 3.1.2再热蒸汽系统 (15) 3.2主给水系统 (16) 3.2.1除氧器 (16) 3.2.2高压加热器 (16) 3.2.3其他 (17) 3.3凝结水系统 (17) 3.3.1凝结水用户 (17) 3.3.2凝结水泵及轴封加热器 (18) 3.4抽汽及加热器疏水系统 (18) 3.5轴封系统 (19) 3.6高压抗燃油系统 (20) 3.6.1磁性过滤器 (20) 3.6.2自循环滤油系统 (21) 3.7润滑油系统 (21) 3.8本体疏水系统 (21) 3.9发电机水冷系统 (22)

参数的选择与汽轮机内效率分析

参数的选择对汽轮机内效率浅析原创：孙维兵连云港碱厂22042 摘要：简要叙述电力和工业用汽轮机的内效率，以及蒸汽初、终参数选择对对全厂能耗的影响。关键词：汽轮机内效率蒸汽参数能耗一、汽轮机内效率 1、背压汽轮机数据模拟本表来源某碱厂6000kw背压机组，带下划线的为表计显示值。其他为计算或模拟值。

本机组型号B6－35 /5，设计蒸汽压力℃，排汽压力。设计内效率%。由于蒸汽和喷管叶片的磨擦生热，被蒸汽吸收后汽温提高，在下一级得到利用，机组级数越多，利用次数越多，总内效率有所提高。热机内效率η＝100％×实际焓降÷理想焓降，汽轮机的内效率表示的是设计的汽轮机组的完善程度，相当于存在的所有不可逆损失的大小，即实际利用的焓降与理论上能达到的焓降的比值。严济慈说：“所费多于所当费，或所得少于所应得，都是一种浪费”。提高热机的热效率的方法有二种，一是提高高温热源的温度，二是降低低温热源即环境的温度；低温热源变化较小，因此提高蒸汽初温和初压就成为提高机组的热效率的途径。相对地，提高热机的内效率则基本上只有一种方法，即设计更完善的机组使汽机内部各种不可逆损失减少到最少。从热力学第二定律上看，冷源损失是必不可少的，如果用背压抽汽供热机组，它是将冷源损失算到热用户上，导致所有背压热效率接近100%，但内效率差距仍然很大。 2、纯碱行业真空透平机、压缩透平机和背压汽轮机相对内效率比较

各个背压供热机组热效率都接近100%，但汽耗率分别为、、、kg/kwh，即消耗同样多的蒸汽量发出的电能有大有小。小容量汽轮机的汽封间隙相对较大，漏汽损失较大，同时由于成本投资所限，汽轮机级数少，设计的叶型也属早期产品，所以容量小的机组内效率很低。目前电力系统主力机组亚临界压力汽轮机组都较大，总内效率高达90-92%，热力学级数达到27级；相比于发电用汽轮机，工业汽轮机级数少，内效率偏低，明显是不经济的。 3、喷咀和喷管。冲动式汽轮机的蒸汽在静止的喷咀中膨胀加速，冲击汽轮机叶片。对喷咀来说，存在临界压力和临界压力比。如渐缩喷管，流量达到最大值时，出口压力p2与进口压力p1之比βc约为，当背压p2下降低于βc ×p1时，实际流量和汽体的速度不再增加，相当于压力降白白损失了。反动式汽轮机内效率较高，但单级压降较冲动式更小。纯碱厂常用的压缩工业汽轮机有11级，但压力降能力较小，实际运行时内效率不高。真空岗位的工业汽轮机，只有一级双列速度级，单级压力降能力是有限的，如果选择的排汽参数太小，那

汽轮机课程设计(中压缸)

题目：600MW超临界汽轮机通流部分设计（中压缸）学生姓名：丁艳平院（系）名称：能源与动力工程班级: 热能与动力工程03-03班指导教师：谭欣星 2006 年11 月

能源与动力工程学院课程设计任务书热能动力工程专业036503班课程名称汽轮机原理题目600MW超临界汽轮机通流部分设计（中压缸）任务起止日期：2006年11 月13 日~ 2006年12 月4 日学生姓名丁艳平2006年12月4日指导教师谭欣星2006年11月5日教研室主任年月日院长年月日

能源与动力工程学院 2. 此任务书最迟必须在课程设计开始前三天下达给学生。

600MW超临界汽轮机通流部分设计（中压缸）摘要本文根是根据给定的设计条件,确定通流部分的几何尺寸,以求获得较高的相对内效率。设计原则是保证运行时具有较高的经济性；在不同的工况下工作均有高的可靠性；同时在满足经济性和可靠性要求的同时，考虑了汽轮机的结构紧凑，系统简单，布置合理，成本低廉，安装与维修方便，心以及零件的通用化和系列化等因素。主要设计过程是：分析与确定汽轮机热力设计的基本参数，选择汽轮机的型式，配汽机构形式，通流部分及有关参数；拟定汽轮机近似热力过程曲线，并进行热经济性的初步计算；根据通流部分形状和回热抽汽点的要求，确定中压级组的级数并进行各级比焓降的分配，对各级进行详细的热力计算，确定汽轮机实际热力过程曲线，根据热力计算结果，修正各回热汽点压力以符合热力过程曲线的要求，并修正回热系统的热平衡计算，汽轮机热力计算结果。

目录摘要 (1) 第一章:汽轮机热力计算的基本参数 (2) 第二章:汽轮机蒸汽流量的初步计算 (3) 第三章:通流部分选型 (9) 第四章::压力级比焓降分配及级数确定 (10) 第五章:汽轮机级的热力计算 (14) 第六章;高中压缸结构概述 (17) 第七章:600MW汽轮机热力系统 (19) 第八章:总结 (20) 参考文献 (23)

汽轮机组热力系统..

第二节汽轮机组热力系统汽轮机组热力系统主要是由新蒸汽管道及其疏水系统、汽轮机本体疏水系统、汽封系统、主凝结水系统、回热加热系统、真空抽气系统、循环水系统等组成。一、新蒸汽管道及其疏水系统由锅炉到汽轮机的全部新蒸汽管道，称为发电厂的新蒸汽管道，其中从隔离汽门到汽轮机的这一段管道成为汽轮机的进汽管道。在汽轮机的进汽管道上通常还连接有供给汽动油泵、抽气器和汽轮机端部轴封等处新蒸汽的管道，汽轮机的进汽管道和这些分支管道以及它们的疏水管构成了汽轮机的新蒸汽管道及其疏水系统。3）在机组启动和低负荷运行时，为了保证除氧器的用汽，必须装设有饱和蒸汽或新蒸汽经减压后供除氧器用的备用汽源。 5）在机组启动、停止和正常运行中，要及时地迅速地把新蒸汽管道及其分支管路中的疏水排走，否则将会引起用汽设备和管道发生故障。这些疏水是： ①隔离汽门前、后的疏水和汽轮机进汽管道疏水。这两处疏水在机组启动暖管和停机时，都是排向地沟的，正常运行中经疏水器可疏至疏水扩容器或疏水箱。 ②汽动油泵用汽排汽管路的凝结水。由于废汽是排入大气的，它的凝结水接触了大气，水质较差，且在机组启、停时才用，运行时间不长，故一般都排入地沟。 ③汽轮机本体疏水。我们通常把汽轮机高压缸疏水、抽汽口疏水、低压缸疏水、抽汽管路上逆止门前后疏水以及轴封管路疏水等，统称为汽轮机本体疏水。这些疏水，由于压力的不同，而引向不同的容器中。高压疏水一般都是汇集在疏水膨胀箱内，在疏水膨胀箱内进行扩容，扩容后的蒸汽由导汽管送至凝汽器的喉部，而凝结水则由注水器（水力喷射器）送入凝汽器的热水井中。低压疏水可直接排入凝汽器。 6）一般中、低压汽轮机的自动主汽门前必须装设汽水分离器。汽水分离器的作用是分离蒸汽中所含的水分，提高进入汽轮机的蒸汽品质。21-1.5型机组的汽水分离器是与隔离汽门装置在一起的，N3-24型机组的汽水分离器是和自动主汽门装置在一起的。二、凝结水管道系统蒸汽器热水井中的凝结水，由凝结水泵升压，经过抽气器的冷却器、轴封加热器、低压加热器，然后进入除氧器，其间的所有设备和管道组成了凝结水系统。凝结水系统的任务是不间断地把凝汽器内的凝结水排出和使主抽气器能够正常地工作，从而保证凝汽器所必须的真空，并尽量收回凝结水，以减少工质损失。 2）汽轮机组在启动和低负荷运行时，为了保证有足够的凝结水量通过抽器冷却器，以保证抽气器的冷却和维持凝汽器热水井水位，在抽气器后的主凝结水管道上装设了一根在循环管，使一部分凝结水可以在凝汽器到抽气器这一段管路内循环。再循环水量的多少，由再循环管上的再循环门来调节。 3）汽轮机在第一次启动及大修后启动时，凝汽器内还无水，这时首先应通过专设的补充水管向凝汽器充水，一般电厂都补充化学软水。机组启动运转正常后，应化验凝结水水质是否合格，若不合格则应通过放水管将凝结水

汽轮机课程设计---23MW凝汽式汽轮机热力设计.

第一章 23MW凝汽式汽轮机设计任务书 1.1 设计题目： 23MW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：23MW 设计功率：18.4MW 新汽压力：3.43MP a 新汽温度：435℃ 排汽压力：0.005MP a 冷却水温：22℃ 机组转速：3000r/min 回热抽汽级数：5 给水温度：168℃ 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。

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

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2-2所示方法拟定近似热力过程曲线。由已知的新汽参数p 0、t 0，可得汽轮机进汽状态点0，并查得初比焓h 0=3304.2kj/kg 。由前所得，设进汽机构的节流损失ΔP 0=0.04 P 0=0.1372 MPa 得到调节级前压力P 0＇= P 0 - ΔP 0=3.2928MPa ，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P x 线于2点，查得h 2t =2152.1kj/kg ，整机的理想比焓降 ()'0 23304.221201184.2mac t t h h h ?=-=-=3304.2-2128=1176 kj/kg 。由上估计进汽量后得到的相对内效率 ηri =83.1%，有效比焓降Δht mac =（Δht mac ）＇ ηri =1176×0.831=977.3kj/kg ，排汽比焓03304.2986.3282317.872mac z t h h h =-?=-=3304.2-977.3=2326.9 kj/kg ，在h-s 图上得排汽点Z 。用直线连接1、Z 两点，在中间'3点处沿等压线下移21～25 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

330MW汽轮机主要热力系统

2. 热力系统 2.1 330MW汽轮机本体抽汽及疏水系统 2.1.1 抽汽系统的作用汽轮机有七级非调节抽汽，一、二、三、四级抽汽分别供四台低压加热器，五级抽汽供汽至除氧器及辅助蒸汽用汽系统，六、七级抽汽供两台高压加热器及一台外置式蒸汽冷却器(六级抽汽经蒸汽冷却器至六号高加)。抽汽系统具有以下作用： a）加热给水、凝结水以提高循环热效率。 b）提高给水、凝结水温度，降低给水和锅炉管壁之间金属的温度差，减少热冲击。 c）在除氧器内通过加热除氧，除去给水中的氧气和其它不凝结气体。 d）提供辅助蒸汽汽源。 2.1.2 抽汽系统介绍一段抽汽是从低压缸第4级后引出，穿经凝汽器至#1低压加热器的抽汽管道；二段抽汽是从低压缸第3级后引出，穿经凝汽器至#2低压加热器的抽汽管道；三段抽汽是从低压缸第2级后引出，穿经凝汽器至#3低压加热器的抽汽管道；四段抽汽是从中压缸排汽口引出，至#4低压加热器的抽汽管道；二、三、四级抽汽管道各装设一个电动隔离阀和一个气动逆止阀。气动逆止阀布置在电动隔离阀之后。电动隔离阀作为防止汽机进水的一级保护，气动逆止阀作为汽机的超速保护并兼作防止汽机进水的二级保护。五段抽汽是从中压缸第9级后引出，至五级抽汽总管，然后再由总管上引出两路，分别接至除氧器和辅助蒸汽系统；在五段抽汽至除氧器管道上装设一个电动隔离阀和两个串联的气动逆止阀。装设两个逆止阀是因为除氧器还接有其他汽源，在机组启动、低负荷运行、甩负荷或停机时，其它汽源的蒸汽有可能窜入五段抽汽管道，造成汽机超速的危险性较大。串联装设两个气动逆止阀可起到双重保护作用。

五段抽汽至辅助蒸汽联箱管道上装设一个电动隔离阀和一个气动逆止阀，气动逆止阀亦布置在电动隔离阀之后。电动隔离阀作为防止汽机进水的一级保护，气动逆止阀作为汽机的超速保护并兼作防止汽机进水的二级保护。正常运行时，除氧器加热蒸汽来自于五段抽汽。辅助蒸汽系统来汽作为启动和备用加热蒸汽。六段抽汽是从中压缸第5级后引出，先经#6高加外置式蒸汽冷却器（副#6高加）冷却后再至#6高压加热器；六级抽汽管道上各装设一个电动闸阀和两个气动逆止阀。七段抽汽是从再热冷段引出一路至#7高压加热器的抽汽管道，装设一个电动闸阀和一个气动逆止阀，电动隔离阀作为防止汽机进水的一级保护，气动逆止阀作为汽机的超速保护并兼作防止汽机进水的二级保护。电动隔离阀和气动逆止阀的布置位置一般尽量靠近汽机抽汽口，以减少在汽机甩负荷时阀前抽汽管道上贮存的蒸汽能量，有利于防止汽机超速。本系统四台低加、两台高加及六号高加外置式蒸汽冷却器均为立式加热器。七台立式加热器从扩建端至固定端按编号从1号至7号再至蒸汽冷却器顺列布置。七台加热器均布置在A—B框架内，其水室中心线距B排柱中心线6.9米。除氧器及给水箱布置在运转层12.00米层。汽轮机各抽汽管道连接储有大量饱和水的各级加热器和除氧器。汽轮机一旦跳闸，其内部压力将衰减，各加热器和除氧器内饱和水将闪蒸，使蒸汽返回汽轮机；此外，五级抽汽管道支管上还接有备用汽源——辅助蒸汽，遇到工况变化或误操作，外来蒸汽将通过五级抽汽管道进入汽轮机；还有，各抽汽管道内滞留的蒸汽也可能因汽轮机内部压力降低返回汽轮机；各种返回汽轮机的蒸汽有可能造成汽轮机超速。为防止上述蒸汽的返回，除一级抽汽外，其它各级抽汽管道上均串联安装有电动隔离阀和气动逆止阀。一旦汽机跳闸，气动逆止阀和电动隔离阀都关闭。由于汽轮机上有许多抽汽口，而有可能有水的地方离各抽汽口又很近，各抽汽管道上还接有储水容器——高、低压加热器和除氧器，汽轮机负荷突然变化、给水或凝结水管束破裂以及其他设备故障，误操作等因素，可组合

汽轮机课程设计说明书

课程设计说明书题目：12M W凝汽式汽轮机热力设计 2014年6月28 日

一、题目 12MW凝汽式汽轮机热力设计二、目的与意义汽轮机原理课程设计是培养学生综合运用所学的汽轮机知识，训练学生的实际应用能力、理论和实践相结合能力的一个重要环节。通过该课程设计的训练，学生应该能够全面掌握汽轮机的热力设计方法、汽轮机基本结构和零部件组成，系统地总结、巩固并应用《汽轮机原理》课程中已学过的理论知识，达到理论和实际相结合的目的。重点掌握汽轮机热力设计的方法、步骤。三、要求（包括原始数据、技术参数、设计要求、图纸量、工作量要求等）主要技术参数：额定功率：12MW ；设计功率：10.5MW ；；新汽温度：435℃；新汽压力：3.43MP a ；冷却水温：20℃；排汽压力：0.0060MP a 给水温度：160℃；机组转速：3000r/min ；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，进行汽耗量与热经济性的初步计算 3、确定调节级形式、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；设计共计二周。 2、按照统一格式要求，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（一号图） 4、计算结果以表格汇总

四、工作内容、进度安排 1、通流部分热力设计计算（9天）（1）熟悉主要参数及设计内容、过程等（2）熟悉机组型式，选择配汽方式（3）蒸汽流量的估算（4）原则性热力系统、整机热力过程拟定及热经济性的初步计算（5）调节级选型及详细热力计算（6）压力级级数的确定及焓降分配（7）压力级的详细热力计算（8）整机的效率、功率校核 2、结构设计（1天）进行通流部分和进出口结构的设计 3、绘制汽轮机通流部分纵剖面图一张（一号图）（2天） 4、编写课程设计说明书（2天）五、主要参考文献《汽轮机课程设计参考资料》.冯慧雯 .水利电力出版社.1992 《汽轮机原理》（第一版）.康松、杨建明编.中国电力出版社.2000.9 《汽轮机原理》（第一版）.康松、申士一、庞立云、庄贺庆合编.水利电力出版社.1992.6 《300MW火力发电机组丛书——汽轮机设备及系统》（第一版）.吴季兰主编.中国电力出版社.1998.8 指导教师下达时间 2014 年6月 15 日指导教师签字：_______________ 审核意见系（教研室）主任（签字）

汽轮机组效率及热力系统节能降耗定量分析计算

汽轮机组主要经济技术指标的计算为了统一汽轮机组主要经济技术指标的计算方法及过程，本章节计算公式选自中华人民国电力行业标准DL/T904—2004《火力发电厂技术经济指标计算方法》和GB/T8117—87《电站汽轮机热力性能验收规程》。 1 凝汽式汽轮机组主要经济技术指标计算 1.1 汽轮机组热耗率及功率计算 a. 非再热机组试验热耗率： G 0H G H HR0 fw fw N t kJ/kWh 式中G ─主蒸汽流量，kg/h；G fw ─给水流量，kg/h；H ─ 主蒸汽焓值，kJ/kg ；H fw─ 给水焓值，kJ/kg； N t ─实测发电机端功率，kW。修正后（经二类）的热耗率： HQ HR C Q kJ/kWh 式中C Q─主蒸汽压力、主蒸汽温度、汽机背压对热耗的综合修正系数。修正后的功率： N N t kW p Q 式中K Q ─主蒸汽压力、主蒸汽温度、汽机背压对功率的综合修正系数。 b. 再热机组试验热耗率：： G 0H G fw H fw G R （H r H 1 ） G J (H r H J) HR N t kJ/kWh 式中G R─高压缸排汽流量，kg/h； G J ─再热减温水流量，kg/h； H r ─再热蒸汽焓值，kJ/kg； K

p c ?υ0 p 0?υc k H k H 1─ 高压缸排汽焓值，kJ/kg ； H J ─ 再热减温水焓值，kJ/kg 。修正后（经二类）的热耗率： HQ HR C Q kJ/kWh 式中 C Q ─ 主蒸汽压力、主蒸汽温度、再热蒸汽温度、再热压损、再热减温水流量及汽机背压对热耗的综合修正系数。修正后的功率： N N t kW p Q 式中 K Q ─主蒸汽压力、主蒸汽温度、再热蒸汽温度、再热压损、再热减温水流量及汽机背压对功率的综合修正系数。 1.2 汽轮机汽耗率计算 a. 试验汽耗率： SR G 0 N t kg/kWh b. 修正后的汽耗率： SR G c kg/kWh c p 式中G c ─修正后的主蒸汽流量，G c G 0 ，kg/h ； p c 、c ─设计主蒸汽压力、主蒸汽比容； p 0、 ─实测主蒸汽压力、主蒸汽比容。 1.3 汽轮机相对效率计算 a. 非再热机组汽轮机相对效率： H 0 H k 100％ oi 0 - H ' 式中 ' H k ─ 汽轮机等熵排汽焓，kJ/kg ； ─ 汽轮机排汽焓，kJ/kg 。 K N H

联合循环汽轮机热力性能试验方法的研究

第２６卷第４期２０１２年７月ＰＯＷＥＲ　ＥＱＵＩＰＭＥＮＴＶｏｌ．２６，Ｎｏ．４Ｊｕｌｙ．２０１２　收稿日期：２０１２－０４－２３作者简介：刘向民（１９７７－），男，工程师，主要从事汽轮机及其热力系统性能试验研究。Ｅ－ｍａｉｌ：ｌｉｕｘｉａｎｇｍｉｎ＠ｓｐｅｒｉ．ｃｏｍ．ｃｎ联合循环汽轮机热力性能试验方法的研究刘向民（上海发电设备成套设计研究院，上海２００２４０）摘　要：介绍了燃气轮机改联合循环发电的汽轮机热力性能试验，给出了试验方案、计算方法、修正方法和试验不确定度计算方法，分析了试验结果，提出了优化试验方案的建议。通过试验得出：热耗率总不确定度为±０．４２０，发电机功率总不确定度为±０．３５５％，表明了该试验方案能够保证试验结果的准确、有效。关键词：联合循环；汽轮机；热力性能；试验方法；改造中图分类号：ＴＫ２６７文献标识码：Ａ文章编号：１６７１－０８６Ｘ（２０１２）０４－０２２６－０４Ｒｅｓｅａｒｃｈ　ｏｆ　Ｓｔｅａｍ　Ｔｕｒｂｉｎｅ　Ｔｈｅｒｍａｌ　Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ　Ｔｅｓｔ　Ｍｅｔｈｏｄ　ｏｆＧａｓ　Ｔｕｒｂｉｎｅ　Ｕｎｉｔ　Ｅｘｐａｎｄｅｄ　ｔｏ　Ｃｏｍｂｉｎｅｄ　ＣｙｃｌｅＬＩＵ　Ｘｉａｎｇ－ｍｉｎ（Ｓｈａｎｇｈａｉ　Ｐｏｗｅｒ　Ｅｑｕｉｐｍｅｎｔ　Ｒｅｓｅａｒｃｈ　Ｉｎｓｔｉｔｕｔｅ，Ｓｈａｎｇｈａｉ　２００２４０，Ｃｈｉｎａ）Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｓｔｅａｍ　ｔｕｒｂｉｎｅ　ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ　ｔｅｓｔ　ｏｆ　ａ　ｇａｓ　ｔｕｒｂｉｎｅ　ｕｎｉｔ　ｅｘｐａｎｄｅｄ　ｔｏ　ｃｏｍｂｉｎｅｄ　ｃｙｃｌｅ　ｉｓｉｎｔｒｏｄｕｃｅｄ．Ｔｅｓｔ　ｐｒｏｇｒａｍ，ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ　ｍｅｔｈｏｄ，ｃｏｒｒｅｃｔｉｏｎ　ｍｅｔｈｏｄ　ａｎｄ　ｔｅｓｔ　ｕｎｃｅｒｔａｉｎｔｙ　ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ　ｍｅｔｈｏｄａｒｅ　ｇｉｖｅｎ．Ｔｈｅ　ｔｅｓｔ　ｉｓ　ａｎａｌｙｚｅｄ　ａｎｄ　ｒｅｃｏｍｍｅｎｄａｔｉｏｎ　ｆｏｒ　ｏｐｔｉｍｉｚｉｎｇ　ｔｈｅ　ｐｌａｎ　ｉｓ　ｐｒｅｓｅｎｔｅｄ．Ｉｔ　ｉｓ　ｏｂｔａｉｎｅｄｔｈｏｕｇｈ　ｔｈｅ　ｔｅｓｔ　ｔｈａｔ　ｔｈｅ　ｔｏｔａｌ　ｕｎｃｅｒｔａｉｎｔｙ　ｏｆ　ｈｅａｔ　ｒａｔｅ　ｉｓ±０．４２０　ａｎｄ　ｔｈｅ　ｔｏｔａｌ　ｕｎｃｅｒｔａｉｎｔｙ　ｏｆ　ｇｅｎｅｒａｔｉｏｎｏｕｔｐｕｔ　ｉｓ±０．３５５％．Ｉｔ　ｉｓ　ｓｈｏｗｅｄ　ｔｈａｔ　ｔｈｅ　ｔｅｓｔ　ｐｒｏｇｒａｍ　ｃａｎ　ｅｎｓｕｒｅ　ａｃｃｕｒａｔｅ　ａｎｄ　ｖａｌｉｄ　ｒｅｓｕｌｔｓ．Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：ｃｏｍｂｉｎｅｄ　ｃｙｃｌｅ；ｓｔｅａｍ　ｔｕｒｂｉｎｅ；ｔｈｅｒｍａｌ　ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ；ｔｅｓｔ　ｍｅｔｈｏｄ；ｒｅｔｒｏｆｉｔ一座以天然气为燃料的燃气轮机电厂装有４台９Ｅ级燃气轮机发电机组，在运行一段时间后，需要改造成联合循环，利用燃气轮机排出的余热发电，以进一步提高发电厂的热经济性，为此进行了扩建工程，安装了４台余热锅炉和２台汽轮机。该扩建工程项目规定了必须对汽轮机的热力性能保证值进行考核。对联合循环中汽轮机的热力性能试验，国内至今尚无专门标准可循，因此在实际工作中以ＧＢ／Ｔ　８１１７．１《大型凝汽式汽轮机高准确度试验》［１］作为参考，综合考虑了试验的准确度、实施难易度和试验成本等因素，研究制定了试验方案。１　试验方案该汽轮机为单压、无再热、直接冷凝式的引进汽轮机，其额定主蒸汽压力为４．２０２ＭＰａ，主蒸汽温度为５０３℃。额定工况下汽轮机热力性能保证值：热耗１１　１０２ｋＪ／（ｋＷ·ｈ），发电机输出功率１０７　２９１ｋＷ。额定工况热平衡图见图１。图１　额定工况的汽轮机热平衡图

北重阿尔斯通公司超临界600MW汽轮机技术特点及其热力性能考核试验

53 北重阿尔斯通公司超临界600MW 汽轮机技术特点及其热力性能考核试验钟平1,徐晓春2,邵文长1 1.西安热工研究院有限公司苏州分院,江苏苏州 215011 2.平圩第二发电有限责任公司,安徽淮南 232089 [摘要] 介绍了平圩第二发电公司3号机组由北重阿尔斯通公司制造的首台超临界600MW 汽轮机的主要技术特点,并对机组性能考核试验的热耗率、出力及缸效率等试验结果进行了分析。机组的热耗率为7463.5kJ/(kW h),经济性居于国内领先水平。 [关键词] 600MW 机组;超临界;热力性能;考核试验;热耗率;缸效率[中图分类号] T K267 [文献标识码] A [文章编号] 1002-3364(2008)06-0053-04 收稿日期: 2007-11-06 作者简介: 钟平(1977-),男,工程硕士,西安热工研究院有限公司苏州分院工程师,主要从事电站汽轮机性能研究。自1959年GE 公司生产的世界首台125M W 超临界火电机组在美国投运以来,超临界汽轮机组历经多年的发展和完善,单机功率不断增大,初参数不断提高。我国近期建设的国产超临界600M W 机组将成为今后电网中的主力机型,超临界发电技术已作为一种高效、节能和环保的发电技术在全国推广应用。早期我国投产的超临界600M W 等级大型机组均为进口机组,例如我国首台投产的超临界600M W 机组为华能石洞口第二发电厂1号机组,其汽轮机为ABB 公司生产。此后,盘山电厂的俄罗斯超临界500M W 机组、后石电厂的三菱公司超临界600M W 机组相继投产。随着超临界机组国产化的发展,由哈尔滨汽轮机厂设计生产的首台超临界600MW 汽轮机在华能沁北电厂投产,而由北重阿尔斯通公司生产的首台超临界600M W 汽轮机也于2007年3月在平圩第二发电公司投产。 1 汽轮机特点 1.1 补汽阀北重阿尔斯通公司的超临界600M W 汽轮机进汽采用节流调节全周进汽方式,无调节级,有两个调节汽阀,还设置两个补汽阀。补汽阀设计是在主蒸汽流量高于热耗率保证(TH A)工况的流量时才开始过载补汽,并在调节汽阀全开(VWO)工况时所有调节汽阀和补汽阀均全开。补汽是从主汽阀后、调节汽阀前引出部分新蒸汽,经节流降低参数后进入高压第8级动叶后空间,与缸内主流蒸汽混合后在后面各级继续膨胀做功。从设计角度考虑,过载补汽技术可以提高机组的运行灵活性,使机组具备快速响应过载的能力。补汽阀的设计将同时提高机组在补汽阀开启前所有工况的经济性,但在高于TH A 工况后开启补汽阀时所引出的部分主蒸汽将牺牲一定的经济性。 1.2 汽缸结构型式北重阿尔斯通公司超临界600M W 汽轮机为四缸四排汽的结构型式,汽轮机包括1个反向单流的高压模块,1个分流的中压模块和2个分流的低压模块。

汽轮机原则性热力系统资料

汽轮机原则性热力系统根据热力循环的特征，以安全和经济为原则，将汽轮机与锅炉本体由管道、阀门及其辅助设备连接起来，组成发电厂的热力系统。汽轮机热力系统是指主蒸汽、再热蒸汽系统，旁路系统，轴封系统，辅助蒸汽系统和回热抽汽系统等。下面着重介绍主蒸汽系统及旁路系统。第一节主蒸汽及再热蒸汽系统锅炉与汽轮机之间的蒸汽管道与通往各用汽点的支管及其附件称为主、再热蒸汽系统。本机组的主蒸汽及再热蒸汽采用单元制连接方式，即一机一炉相配合的连接系统，如图3-1所示。该连接方式结构简单、阀门少、管道短而阻力小，便于自动化的集中控制。一、主蒸汽系统主、再热蒸汽管道均为单元双—单—双管制系统，主蒸汽管道上不装设隔断阀，主蒸汽可作为汽动给水泵及轴封在机组启动或低负荷时备用汽源。主蒸汽从锅炉过热器的两个出口由两根蒸汽管道引出后汇合成一根主蒸汽管道送至汽轮机，再分成两根蒸汽管道进入2只高压自动主汽阀、4只调节阀，然后借助4根导汽管进入高压缸，在高压缸内做功后的蒸汽经过2只高压排汽逆止阀，再经过蒸汽管道（冷段管）回到锅炉的再热器重新加热。经过再热后的蒸汽温度由335℃升高到538℃，压力由3.483MPa 降至3.135MPa，由于主、再热蒸汽流量变化不多蒸汽比容增加将近一倍。再热后蒸汽由两根蒸汽管道引出后汇合成一根再蒸汽管道送至汽轮机，再分成两根蒸汽管道经过2只再热联合汽阀（中压自动主汽阀及中压调节阀的组合）进入中压缸。它设有两级旁路，I级旁路从高压自动主汽阀前引出，蒸汽经减压减温后排至再热器冷段管，采用给水作为减温水。II级旁路从中压缸自动主汽阀前引出，蒸汽经减压减温后送至凝汽器，用凝结水泵出口的凝结水作为减温水。带动给水泵的小汽轮机是利用中压缸排汽作为工作汽源（第4段抽汽，下称低压蒸汽）。由于低压蒸汽的参数随主机的负荷降低而降低，当负荷下降至额定负荷的40％时，该汽源已不能满足要求，所以需采用新蒸汽（下称高压蒸汽）作为低负荷的补充汽源或独立汽源。当低压蒸汽的调节阀开足后，高压蒸汽的调节阀才逐步开启，使功率达到新的平衡。主蒸汽管道上还接出轴封备用及启动供汽管道。主蒸汽管道设计有通畅的疏水系统，在主蒸汽管道主管末端最低点，去驱动给水泵的小汽轮机的新蒸汽管道的低位点，以及靠近给水泵汽轮机高压主汽阀前，均设有疏水点，每一根疏水管道分别引至凝汽器的热水井。主蒸汽管道主管及支管的疏水管道上各安装一只疏水阀，不再装设其它隔离阀。疏水阀在机组启动时开启，排除主蒸汽管道内暖管时产生的凝结水，避免汽轮机进水，并可加速暖管时的温升。待机组负荷达到10%时，疏水阀自动关闭；当汽轮机负荷降至10%时或跳闸时，疏水阀自动开启，也可以在单元控制室手动操作。冷再热蒸汽管道从汽轮机高压缸排汽接出，先由单管引至靠近锅炉再热器处，再分为两根支管接到再热器入口联箱的两个接口上。在再热蒸汽冷段管道上接出2号高压加热器抽汽管道。汽轮机主汽阀及调节汽阀的阀杆漏汽、高压旁路的排汽均送入本系统。

25mw凝汽式汽轮机组热力设计.

毕业设计说明书 25MW 凝汽式汽轮机组热力设计学号：学院：专业：指导教师： 2016年6月 1227024207 中北大学（朔州校区）热能与动力工程张志香

30MW凝汽式汽轮机组热力设计摘要本课题针对30MW凝汽式汽轮机组进行热力设计，在额定功率下确定汽轮机型式及参数，使其运行时具有较高的经济性，并考虑汽轮机的结构、系统、布置等方面的因素，以达到“节能降耗，保护环境”的目的。本文首先对汽轮机进行了选型，对汽轮机总进汽量进行了计算、通流部分的选型、压力级比焓降分配及级数的确定、汽轮机级的热力计算、漏气量的计算与整机校核等。根据通流部分选型，确定排汽口数与末级叶片、配汽方式和调节级的选型，并进行各级比焓降分配与级数的确定；对各级进行热力计算，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。根据热力计算结果，修正各回热抽汽点压力达到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，分析并确定汽轮机热力设计的基本参数。关键词：汽轮机，凝汽式，热力系统，热力计算

Thermodynamic design of 30MW condensing steam turbine Abstract This topic for 30MW steam turbine unit for thermal design, seek appropriate turbine at rated power, to make it run with higher economic and to considered to steam turbine structure, system and arrangement and parts. So it can achieve "energy saving, environmental protection" purpose. Determination of machine, firstly, the steam turbine for the selection of the turbine total inlet were calculated through flow part of the selection pressure enthalpy drop distribution and series, steam turbine thermodynamic calculation, the leakage amount of calculation and check. According to the through flow part of selection to determine the exhaust port number and the last stage blades of steam distribution mode and regulation level selection, and for different levels of specific enthalpy drop distribution and the series of levels with a thermodynamic calculation for at all levels through flow part of the geometry and relative internal efficiency, the actual thermodynamic process curve. According to the thermodynamic calculation results, correction of regenerative extraction steam pressure to conform to the actual thermodynamic process curve, and repair Thermodynamic equilibrium calculation, analysis and determination of the basic parameters of the thermal design of the turbine. keywords:steam turbine, condensing type, thermodynamic system, thermodynamic calculation

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，

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

汽轮机热力性能数据

资料编号：57.Q151-01 N135-13.24/535/535 135MW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.Q151-01 COMPILING 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N135-13.24/535/535 1.1 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435mm

汽轮机静态试验

汽轮机静态试验一、润滑油压保护试验： 1.全开A、B油泵进出口阀门。 2.控制油压调节旁路阀关闭，开启调节阀前后截断阀，调节阀投自动，设定压力为0.9MPa。 3.润滑油压调节阀旁路阀关闭，开启调节阀前后截断阀设自动。 4.启动A油泵。 5.投入润滑油低油压自启动，润滑油总管压力低联锁，总联锁复位。 6.手控润滑油调节压力阀油压降至0.15MPa时，报警并自启动B油泵，投入B 油泵操作开关，撤除润滑油低油压自启动保护，停A油泵，继续控制润滑油油压至0.1MPa时联锁停车电磁阀动作。 7.重复再做一次A油泵自启动试验。注意：做此试验前必须投入隔离气密封。试验结束后恢复原状态。二、控制油压保护试验： a.全开A、B油泵进出口阀门。 b.润滑油压调节阀旁路阀关闭，开启调节阀前后截断阀调节阀投自动，设定压力为0.245MPa。 c.控制油压调节阀旁路阀关闭，开启调节阀前后截断阀投自动。 d.启动A油泵。 e.投入控制油低油压自启动保护，总联锁复位。 f.手控控制油调节压力阀油压降至0.7MP a时报警并自启动B油泵，投入 B油泵操作开关停A油泵，继续控制油压至0.5MPa时联锁停车电磁阀动作。 g.重复再做一此A油泵自启试验。注意：做此试验前必须投入隔离气密封。三、蓄能器性能试验： a.启动A油泵。 b. B 油泵投入自启动联锁总联锁复位。 c.危急遮断装置复位，自动主汽门复位，手动打开自动主汽门。 d.手动停A油泵，B油泵自启动，停车联锁电磁阀不动作。 e.投入B油泵操作开关，可以重复再做一次。四、危急遮断器试验： 1.全开A、B油泵进出口阀门，启动A油泵。 2.总联锁复位，危急遮断器复位，自动主汽门复位，手动开启自动主汽门。 3.手打危急遮断器，自动主汽门关闭， 4.危急遮断器及自动主汽门复位，重复再做一次。五、轴向位移、轴振动、轴承温度、超速模拟联锁试验： 1.配合仪表，在仪表控制盘上分别做模拟试验。 2.轴向位移≥0.5mm时报警，≥0.7mm时电磁阀动作。 3.汽轮机轴振动≥31mm时报警，≥50mm时电磁阀动作。 4.压缩机轴振动≥65mm时报警，≥96mm时电磁阀动作。 5.汽轮机转速≥12047r/min时报警，≥13252r/min电磁阀动作。