汽轮机课程设计(低压缸)

目录
第一章摘要...................... ...................... . (2)
第二章汽轮机热力计算的技术条件和参数.............. ..3 第三章汽轮机低压部分介绍...................... . (4)
第四章拟定汽轮机近似热力过程曲线 (5)
第五章回热系统的计算 (7)
第六章低压缸的压力级的级数和排汽口数的确定 (9)
第七章各级详细的热力计算...................... .......... ..10 第八章参考文献...................... ....... .. (15)
第九章总结 (16)
第一章摘要
本次课程设计主要对200MW亚临界冲动式汽轮机通流部分（低压缸）进行了详细的设计和计算。

先后完成了汽轮机近似热力过程曲线的拟定、原则性回热系统的计算、低压缸进汽量的估算、低压缸级数的确定、比焓降的分配和各级详细的热力计算，初步完成了汽轮机低压缸的设计。

汽轮机是以水蒸气为工质，将热能转变为机械能的外燃高速旋转式原动机。

它具有单机功率大、效率高、运转平稳、单位功率制造成本低和使用寿命长等优点。

汽轮机是现代化国家中重要的动力机械设备。

汽轮机设备是火电厂的三大主要设备之一，汽轮机设备及系统包括汽轮机本体、调节保安油系统、辅助设备及热力系统等。

汽轮机本体是由汽轮机的转动部分（转子）和固定部分（静子）组成，调节保安油系统主要包括调节气阀、调速器、调速传动机构、主油泵、油箱、安全保护装置等；辅助设备主要包括凝汽器、抽气器、高低压加热器、除氧器、给水泵、凝结水泵、凝升泵、循环水泵等；热力系统主要指主蒸汽系统、再热蒸汽系统、旁路系统、凝汽系统、给水回热系统、给水除氧系统等。

汽轮机是以水蒸气为工质，将热能转变为机械能的外燃高速旋转式原动机。

它具有单机功率大、效率高、运转平稳、单位功率制造成本低和使用寿命长等优点。

汽轮机是现代化国家中重要的动力机械设备。

汽轮机设备是火电厂的三大主要设备之一，汽轮机设备及系统包括汽轮机本体、调节保安油系统、辅助设备及热力系统等。

汽轮机本体是由汽轮机的转动部分（转子）和固定部分（静子）组成，调节保安油系统主要包括调节气阀、调速器、调速传动机构、主油泵、油箱、安全保护装置等；辅助设备主要包括凝汽器、抽气器、高低压加热器、除氧器、给水泵、凝结水泵、凝升泵、循环水泵等；热力系统主要指主蒸汽系统、再热蒸汽系统、旁路系统、凝汽系统、给水回热系统、给水除氧系统等。

第二章 汽轮机热力计算的技术条件和参数
已知技术条件和参数：
额定功率 P=200MW
转 速 n=3000r/min 主蒸汽压力 MPa p 75.120= 主蒸汽温度
C
t o
5380=
低压缸排汽压力
MPa
p c 0049.0=
设计冷却水温度C t o
5.20=
设计要求：
运行时具有较高的经济性；
不同工况下工作时均有高的可靠性；
满足经济性、可靠性，保证汽轮机结构紧凑、布置合理。

提交的文件：
相关计算程序一份；
绘制通流部分方案图及纵剖面图；
设计、计算说明书一册；
详细的设计过程、思路说明。

第三章汽轮机低压部分介绍
汽缸即汽轮机的外壳，是汽轮机静止部件的主要部分之一。

它的作用是将汽轮机的通流部分与大气隔绝，以形成蒸汽能量转换的封闭空间，以及支撑其他静止部件。

对于轴承座固定在汽缸上的机组，汽缸还要承受汽轮机转子的部分质量。

由于汽轮机的型式、容量、蒸汽参数、是否采用中间再热以及制造厂家的不同，汽缸结构型式也不一样。

汽缸一般为水平中分型式，上、下两个缸通过水平法兰用螺栓紧固。

国产600MW汽轮机有高压、中压和两个低压缸共四个缸。

低压缸工作压力不高、温度较低，但由于蒸汽容积大、低压缸的尺寸很大，尤其是排汽部分。

因此，在低压缸的设计中，强度已不成为主要问题，而如何保证其刚度，防止缸提产生挠曲和变形，合理设计排汽通道则成为了主要问题。

另外，为了改善低压缸的热膨胀，大机组采用多层低压缸，将通流部分设计在内缸中，使体积小的内缸承受温度变化而外缸和庞大的排汽缸则处于排汽低温状态，使其膨胀变形较小。

这种结构有利于设计成径向扩压排汽，使末级的余速损失减少，并可缩短尺寸，大多低压缸采用对称分流布置。

第四章 拟定汽轮机近似热力过程曲线
由主蒸汽压力 MPa p 75.120=、主蒸汽温度C t o 5380= ，取进汽机构的节流损
失MPa p 51.00=∆，得调节级前压力MPa p p p o o 24.120
=∆-=' 查h —s 图得kg kJ h /9.34470=，C kg kj s o /606.60= 由进汽状态点O 等熵到高压缸排汽压力MPa p r 16.2=， 查
h —s
图得kg kJ h /1.29522='， kg kJ h h h o mac t /89.49521
='-'=∆，kg
kJ h h mac
t i mac
i /26.45189.49591.01
1
=⨯=∆⋅=∆η，由mac i o h h h 1
2∆-'=可确定高压缸排汽点2。

取主蒸汽管道损失r r p p 1.0=∆ 得MPa p p r 944.19.03==，C t o 5383= 查得：kg kJ h /74.35523= 考虑损失r p '∆得4点，得3点作等熵线交排汽压力0.0049KPa 等压线于3点,查得kg kJ h /97.23003='.
由此得: kg kJ h h h mac t /77.1251332='-=∆, kg
kJ h h mac
t i mac
i /107.11392
2
=∆⋅=∆η
由以上数据与估测，可得到如下的汽轮机近似热力过程曲线：
12
3
5
64
h e2
p 2
p 0
p 0
p 0h t1
m ac
m ac
m ac
m ac
h i1
h t2
h i2
2
p c
p 2
第五章 回热系统的计算
1. 排汽参数的确定
由中压缸进汽参数MPa P 16.2=,蒸汽温度C t o 538= ，查h —s 图得
kg
kJ h /66.3550=，等熵变化到MPa P c 0049.0=时, kg kJ h c /51.2285=,对应的
凝汽器中的饱和水温度C t o 52.32= ，经过轴封加热器时温升C o 3 ,即C o 52.35。

2: 回热级数的确定:
由除氧器温度为C T o 5.1584=,低压进口水温C t o g 52.35=,高加出口
C
T o
2451=,且已知有8级回热,得每级平均温升为:
C T T t o
68.108
5
.1582458
9
1=-=
-=
∆
低加级数 =-=
30
5
.158245Z 2.88
去除除氧器可得低加级数为3级
因此,整个机组的回热系统由三高四低一除氧组成. 3: 低加回热参数的确定
由C T o 5.1584=,C T o 369=,根据低加等温升分配各级温升,则
C
t o
5.245
36
5.158=-=
'∆.
以第8级加热器计算为例:
C
C t T T o
o
5.605.2436)5(98=+=±'∆+=
取出口端差 C t o 5=δ,则饱和水温度C C T T o o 5.6558=+= 查得对应得出口水焓和饱和水比焓分别为:
kg
kJ h /3.270= 和 kg kJ /1.258
又可查得加热器工作压力MPa P 022.0=,取抽汽管压损P P %6=∆ 得抽汽压力为 MPa P 0232.0=
同理可得第5、6、7号加热器的相关参数
由中压缸进汽参数MPa P 16.2=, C t o 538= 查h —s 图得kg kJ h /66.3550= 等熵变化到压力分别为抽汽压力时可查得各段抽汽得比焓和抽汽温度:
5
H
kg kJ H /1.28755
='
6
H kg kJ H /2.26906
=' 7
H kg kJ H /3.25167
=' 8
H
kg kJ H /1.23288='
4: 各级回热抽汽量的计算
假定各加热器的效率98.0=h η,低加进入除氧器的水量为h t D fw /43.600= (1) 5H 低压加热器:
由热平衡方程式: )()(.12555w w fw e e e h h h D h h D -='-∆η h
t h h h h D D e
e h w w fw e /4.59)
4.5701.2875(98.0)2.26901.2875(43.600)()(.55125=-⨯-⨯=
'--=∆η
(2) 6H 低压加热器: 该级加热器的计算抽汽量 h
t h h h h D D e
e h w w fw e /98.36)()(.66126='--=
'∆η
由上级的疏水使本级抽汽量减少的相当量为:
h t h h h h D e D e
e e e
e e /72.14
.4442.27544.4444.5704.59.66655
5=--⨯
='-'-'∆=∆
本级加热器的实际抽汽量为:
h t e D D D e e
e /26.35566=∆-'∆=∆
同理可求得：
h t e D D D e e
e /5.34677=∆-'∆=∆
h t e D D D e e
e /59.33788=∆-'∆=∆ （已知中压缸的排气量为812.17t/h ）
第六章 低压缸的压力级的级数和排汽口数的确定
1、排气口数的确定
由已知条件可知排气口数为3排气口
2、低压缸压力级级数的确定 第一压力级的平均直径估取：
t a m h x d ∆=2847.0'
先假定kg kj h x t a /108.65.0=∆=
'
m
d mm 92.110865.02847.0=⨯⨯=
凝汽式汽轮机末级直径的估取
首末两级平均直径比不小于0.46-0.6 取75.0=θ
m rd
h
V G d mac t
c z
m 58.25140
2
2=∆=
ξθ
确定压力级平均直径但的变化
在横坐标上任取a=25cm 的线段用以表示第一级至末级动叶中心之间的
距离，在BD 两端分别按比例画出第一级至末级的平均直径值
)40
,40
('
z
m m d CD d AB =
=
，
据所选择的通道形状，用光滑曲线将A.C 连接起来， 压力级平均直径
在图上将BD 分为7等份，从图中可以看出各段长度，求出平均直径为：
10
9
......)11(⨯++-+=
-
CD
AB d m
压力级平均理想比焓降：
2
)
(
337.12a
m t x d h -
-
⨯=∆
级数的确定
89
.6/)1(=∆+∆=-
t p
t
h h Z α，取为7
各级比焓降的分配： 级号 1 2 3 4 5 6 7 平均直径 m d
1.92
1.935 1.958 2
2.052 2.246 2.58 速度比 a x
0.65
0.65
0.646
0.646
0.65
0.66
0.67
计算理
想焓降 t h ∆
107.6 109 113.3 118.24 124.2 142.8 164.4
第七章 各级详细的热力计算
第一级：
1. 喷嘴出口汽流速度及喷嘴损失
kg
kj h h s m t c c kg kj h h h kg
kj h c h s
m n
d v kg kj h m dm s m c n n t m b n t o
t m t o /841.5)1(/9.427/3.91)1(/05.62000
/23460
/07.114,49.1',/110*
2
11*
*
2
*=∆-=∆===∆Ω-=∆=∆=∆+=
∆==
=∆==ϕ
ϕπς
2. 喷嘴出口面积Ab 和喷嘴出口高度ln ：
m
t c d e t Gv l m
t
c t
Gv A p p n m n n n cr o n 091.0sin 134.010
546
.0/1
112
4
11*
1==
=⨯=
=>=αμπμεε
3. 动叶出口汽流速度及动叶损失
kg
kj c h kg kj h h s
m uw u w c s m w h w w c s
m uc u c w kg kj h h c b b t
m o
o
o
t m b /991.32000
/838.6)1(/343.89cos 2/45.31624.1.769104
.85sin sin
/879.78cos 2/8.53)1(2
2
2*
2
222
2
222
1*2121
1
111112
2
11*
==
∆=∆-=∆=-+=
=+∆Ω==-====-+=
=∆Ω-=∆-ψβψββαβας
4. Ab 和ln 计算
m
l l m
d e A l m
t
w t
Gv A n b b b
b b b 097.0094.0sin 160.0'
2
2
22=∆+===
==
βπμ
级效率与内功率
1．轮周有效比焓降：
)/(591.932kg kj h h h h h h c b n t co u
=∆-∆-∆-∆+∆='∆ξξ
)
/(609.103220kg kj h h h E c t co =∆-∆+∆=μ (取12=μ)
2.页高损失(考虑扇形损失取6.1=α) 得 )/(646.1kg kj h l
h u
l ='∆=
∆α
3.级后各项能量损失： 隔板漏气损失：u
p
n
p p p h Z
A d h ∆=
∆δ
π
其中 )/(358.92kg kj h h h l u
u =∆-'∆=∆ 得 )/(179.0kg kj h p =∆ 叶顶漏气损失453.0sin 121=∆*****=∆u b
t
z
h l a h μψ
δ
μδ
取cm r 2.0=δ
由于该级前后蒸汽干度均为1，故不考虑（仅7、8级要考虑） 故该级有效比焓降：kg kj h h h h h h x p l u i /946.91=∆-∆-∆-∆-∆=∆δ 级效率：0
i i E h =
∆η=86.07%
级内功率：G h P i s
i *∆= =9293.919kw 同理可得其余各级参数列表如下： 项 目
单 位
第一级 第二级 第三级 第四级 第七级 级进汽压力
/P 0
MPa
0.786
0.523
0.34
0.195
0.0624
级进汽比焓
kJ/kg3132.1 3038.9 2930.1 2832 2981.7 /h0
级进汽滞止
MPa0.82 5.6 0.36 0.23 0.024 压力/P00
上一级余速
-0 1 1 1 1
利用系数/μ1
上一级余速
kJ/kg 5.464 3.991 3.98 8.1 17.75 损失/δh c2
上一级余速
动能利用
kJ/kg0 3.991 3.98 8.1 17.75 /δh c0
级进汽滞止
kJ/kg3132.1 3042.924 2934 2842 2499.5 比焓/h00
本级比焓降
kJ/kg107.6 109 113.3 118.24 164.9 /Δh t
本级滞止比
kJ/kg107.6 112.99 117.28 128.2 190.1 焓降/Δh t0
本级平均直
m 1.92 1.935 1.958 2 2.58 径/d m
速度比/X a-0.65 0.65 0.65 0.647 0.67
级的蒸汽流
kg/s104.219 104.2 98.7 98.7 88.6 量/G0
平均反动度
-0.45 0.45 0.52 0.52 0.66 估算/Ωm
喷嘴理想比
kJ/kg53.8 62.14 55 56.7 66.5 焓降/Δh n
喷嘴滞止理
想比焓降
kJ/kg53.8 66.14 58.98 66.7 84.36 /Δh n0
理想喷嘴出
口气流速度
m/s328.02 342.01 343.3 365.2 410.51 /c1t
实际喷嘴出
口气流速度
m/s318.18 331.7 333 354.2 398.19 /c1
喷嘴损失
kJ/kg 3.18 3.9 3.48 3.94 4.98 /δh n
圆周速度/u m/s301.59 303.795 307 314 405.26
喷嘴等比熵
kJ/kg3078.3 2980.8 2871.1 2775.3 2415.242 出口焓/h1t
喷嘴等比熵
MPa0.644 0.40 0.265 0.169 0.016 出口压力/P1
喷嘴等比熵
m3/kg0.41 0.583 0.81 1.139 8.725 出口比容/V1t
喷嘴出口面
m20.134 0.172 0.23 0.30 1.94 积/A n
部分进汽度
- 1 1 1 1 1 /e
喷嘴高度/l n m0.091 0.109 0.141 0.189 0.852
喷嘴出口实
kJ/kg3081.48 2984.7 2874.6 2779.24 2420.221 际比焓降/h1
动叶进口汽
°85.104 68.36 80.6 61 -78.27 流角/β1
动叶进口相
m/s78.879 95.7 88.8 95.8 115.5 对速度/w1
动叶动能
kJ/kg 3.111 4.58 3.44 4.60 6.67 /δh w1
动叶前滞止
kJ/kg3084.591 2989.3 2878.5 2783.84 2426.89 比焓/h10
动叶前滞止
MPa0.652 0.45 0.274 0.17 0.017 压力/P10
动叶理想比
kJ/kg53.8 44.05 58.76 61.464 129.09 焓降/Δh b
动叶滞止比
kJ/kg56.911 59.08 62.6 66.06 135.76 焓降/Δh b0
动叶出口理
想汽流速度
m/s337.375 343.5 353.8 363.48 521.08 /w2t
动叶出口实
际汽流速度
m/s316.45 319.45 328.03 338.03 488.7 /w2
动叶损失
kJ/kg 6.838 7.24 8.3 8.91 16.3 /δh b
动叶后压力
MPa0.523 0.37 0.2 0.1310 0.006 /P2
动叶后比容
m3/kg0.486 0.62 0.99 1.38 21.119 /V2
动叶后比焓
kJ/kg3024.5 2942.8 2824.14 2726.68 2307.438 /h2
动叶出口面
m20.160 0.20 0.276 0.37 3.83 积/A b
盖度/Δmm 3 3 3 3 3
动叶高度/l b m0.094 0.112 0.144 0.192 0.855
动叶出汽角
°16.395 17.09 17.75 17.5 33.543 /β2
动叶出口绝
m/s89.343 89.28 101.5 92 270.135 对速度/c2
绝对速度方
°88.719 88.9 86.38 85.29 89.557 向角/α2
余速损失
kJ/kg 3.991 3.98 15.1 5.1 36.48 /δh c2
轮周效率比
焓降/Δh u'
kJ/kg93.591 93.88 98.4 110.25 155.57 (无限长叶
片)
级消耗的理
kJ/kg103.6 105.02 103.2 122.9 213 想能量/E0
轮周效率/ηu'％9.33 89.39 92 89.7 73
单位质量蒸
kJ/kg93.794 95 95.6 111.2 115.578 汽轮周功/W u
轮周效率
％90.04 90.2 92.7 90.5 72.9 /ηu''
两种轮周效
％0.3 0.96 0.8 0.89 0.01 率误差/Δηu
叶高损失/δh l kJ/kg 1.646 1.033 0.81 0.698 0.292
轮周有效比
kJ/kg91.446 92.85 44.59 109.5 155.286 焓降/Δh u
轮周效率/ηu％89.14 88.41 91.65 89.09 72.78 级效率/ηi％86.07 85 88.13 89.11 72.61 级内功率/P i s kW9293.9 9361.01 9079.4 10741.6 13733.6
参考文献
【1】冯慧雯.汽轮机课程设计参考资料.中国电力出版社，1998. 【2】王乃宁.汽轮机热力设计.水利电力出版社，1987.
【3】沈士一.汽轮机原理.中国电力出版社，1992.
【4】翦天聪.汽轮机原理.水利电力出版社，1992.
【5】靳智平.电厂汽轮机原理及系统.中国电力出版社,2004. 【6】叶涛.热力发电厂.中国电力出版社，2004.
【7】王乃宁﹒汽轮机热力设计﹒水利电力出版社，1987
【8】朱新华.电厂汽轮机. 水利电力出版社,1993
第十章总结
时间过得真快，转眼间为期三周的汽轮机课程设计已经结束。

时间虽短，但我收获颇丰，给我的大学生涯写下了浓墨重彩的一笔。

在这三周时间里，我们组对300MW亚临界冲动式汽轮机通流部分（低压缸）进行了详细的设计和计算，克服了种种困难，先后完成了汽轮机近似热力过程曲线的拟定、原则性回热系统的计算、低压缸进汽量的估算、低压缸级数的确定、比焓降的分配和各级详细的热力计算，初步完成了课程设计任务书中规定的任务。

在设计过程中，对所学的相关理论知识有了更进一步的认识，扩大了自己的知识面，提高了自己的动手操作能力，培养了一定的专业素养。

不足的地方很多，离达到任务书中设计的要求还有很大的差距，更不用提对整个汽轮机整体设计任务的把握了。

总之，还不够完美。

在设计过程中也遇到了很多问题。

比如，备战期末考试、找工作花去了大量的时间，总觉得时间太少、任务太重。

另一方面，计算也不够认真，总是出一些低级错误，在以后的学习中要不断提高。

最后，任务分配的不合理、各小组之间以及小组成员之间的交流不够、资料的缺乏，这些都给我们的设计带来了不小的麻烦。

最后，最重要的是这个课程设计给了我认清自己的机会，自己专业知识掌握不牢、知识面太窄、领悟运用知识能力差，在这个设计中暴露无遗，还好不是很完！
最后感谢谭老师，在整个设计过程中，您给我们的设计指明了方向，付出了很多，给您的正常生活和工作带来了诸多不便，在这里深表感谢！祝您身体健康、工作顺利！。