汽轮机设计.

《汽轮机原理》课程设计

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设计时间

一、课程设计目的

（1）通过课程设计，系统地总结、巩固、加深在《汽轮机原理》课程中已学知识，进一步了解汽轮机的工作原理。

（2）在尽可能考虑制造、安装和运行的要求下，进行某一机组的变工况热力计算，掌握汽轮机热力计算的原理、方法和步骤。

（3）通过课程设计对电站汽轮机建立整体的、量化的概念，掌握查阅和使用各种设计资料、标准、手册等参考文献的技巧。

（4）培养综合应用书本知识、自主学习、独立工作的能力，培养与其他人相互协作的工作作风。

二、课程设计内容

以N300型号的汽轮机为对象，在已知结构参数和非设计工况新蒸汽参数和流量的条件下，进行通流部分热力校核计算，求出该工况下级的内功率、相对内效率等全部特征参数，并与设计工况作对比分析。主要工作如下：

（1）设计工况及非设计工况下通流部分各级热力过程参数计算。

（2）轴端汽封漏汽量校核计算。

（3）与设计工况的性能和特征参数作比较分析。

三、整机计算步骤

本次课程设计计算方法是将该型汽轮机的通流部分划分为高、中压缸和低压缸2个计算模块，由2个学生组成一个计算小组，一人采用顺算法计算高、中压缸，另一人采用逆算法计算低压缸。2人协同工作，共同商定计算方案和迭代策略。

本人进行的是低压缸部分计算，计算工况为103%。为便于计算，作出如下约定：

（1）各级回热抽汽量正比例于主汽流量；

（2）门杆漏汽和调门开启重叠度不计；

（3）余速利用系数的参考值为：调节级后的第一压力级、前面有抽汽口的压力级利用上一级余速的系数为0.4，其它压力级为0.8；

（4）对径高比小于6的级，在最终计算结果中，用近似公式估算出叶根处的反动度；

（5）第一次计算，用弗留格尔公式确定调节级后压力；

（6）假定汽机排汽压力为设计工况下的值，用平移设计工况热力过程线方法初步确定排汽点。

四、汽轮机简介

本机组是按照美国西屋公司的技术制造的300MW亚临界、中间再热式、高中压合缸、

双缸双排汽、单轴凝汽式汽轮机，如图4-2所示。它由高中压积木块BB0243与低压缸积木块BB074组合而成。为了进一步提高机组的经济性，对原引进技术作了改进设计，而且低压缸末级叶片采用905mm的长叶片。机组型号为N300-16.7/537/537，工厂产品号为D156。主要技术参数：额定功率300MW；主汽门前额定参数16.7MPa、537℃，再热汽门前温度537℃；工作转速3000rpm；额定背压5.39kPa；回热级数3高、4低、1除氧；额定工况蒸汽流量910.2t/h、热耗7937kJ/(kWh)。

本机组通流部分共35级叶片，其中高压缸1+11级，中压缸9级，低压缸2×7级。动叶片除低压缸末三级为扭转叶片外，其余均为等截面叶片。高、中、低压缸隔板静叶均为扭叶片。有6个高压调节阀，每阀控制21个喷嘴，调节阀全开时部分进汽度为0.9545。汽轮机在额定参数下5阀全开时可以带额定负荷。汽轮机在6个调节阀全开、新汽参数16.7MPa、537℃（超压5%）时运行，这一工况定义为最大负荷工况。

主汽门、调节阀、进汽管的压损为4%，再热器及管道为10%，中联门及管道为2.5%，中低压连通管为2%。2号高加抽汽来自高压缸排汽，除氧器抽汽来自中压缸排汽，第5、6级抽汽分别来自左、右侧低压缸的第3、5级前，因此低压缸为不对称抽汽。但为了计算方便，在本计算中近似为对称。通流部分结构参数如表1所示。最大工况和额定工况下的热力参数如表2所示。

静叶与动叶汽封：高压静叶3齿，1高2低，动叶3齿，平齿，中压静叶5齿，2高3低，动叶5齿，平齿，间隙都是0.75mm；低压静叶3齿，1高2低，动叶1齿，平齿，间隙都是1.1mm。

图1 N300-16.7/537/537汽轮机结构

表1：N300-16.7/537/537汽轮机通流部分的结构参数

表2：N300-16.7/537/537汽轮机最大工况和设计工况下的热力参数

注：额定工况排汽比焓：2346kJ/kg；最大工况排汽比焓：2338.8kJ/kg；低压缸抽汽实际为不对称的，计算中可当作是对称的。

五、低压缸逆算法计算步骤

以变工况下第七级的计算为例：

已知条件：变工况：流量为额定流量的103%，即第七级流量为78.2514kg/s ；排汽压力5.39kPa ；额定排汽焓2341kJ/kg 。

图2 逆算法用图

计算步骤：

1、估计变工况的排汽焓和各项损失

变工况后排汽压力为5.39kPa ，排汽焓估为2341kJ/kg 。根据公式估计级后各项损失如下所示。

叶轮摩擦损失：因为反动式故为0； 叶高损失：按公式1

1t l l

t

h h h h ∆∆=∆∆估计为0.206；

湿气损失：121

12

11t x x

t h x h h h x ∆-∆=∆∆-估计为12；

余速损失：2

2212121c c c c G v h h G v ⎛⎫

∆=∆ ⎪⎝⎭

估计为28.5；

漏气损失：1

1t t

h h h h δδ

∆∆=∆∆由于低压缸漏气损失相对很小，这里估为0； 扇型损失：由于低压缸最后三级为扭叶片，它的扇型损失很小，如果按公式

2

*0.7b t b l h d ⎛⎫

∆ ⎪⎝⎭

计算的话，扇型损失较大，与实际情况不符合。所以后三级的计算中估为0。

2、根据估算的各项级后损失，确定动叶后的实际状态点

(1) 动叶出口处的实际焓：

21112111s p l f x c h h h h h h h h θδ=-∆-∆-∆-∆-∆-∆ =2341-0-0.206-12-28.5-0-0 =2300.294kJ/kg 。

(2)根据动叶出口实际焓和排汽压力2(,)s h p 查得动叶出口处的各项热力参数： 熵2s s =7.5119 kJ/(kg ·K)，比容2s v =23.4061 m 3/kg ，干度x =0.8914。 (3)动叶出口处的实际速度：

222/s s w Gv A ==78.2514×23.4061/3.638=503.4532 m/s 。

3．确定动叶出口的理想状态点

（1）取动叶速度系数ψ＝0.95，动叶出口理想相对速度 22/t s w w ψ==529.9508m/s 。 （2）计算动叶损失：(

)2

2

221/2000b t h w εψ

∆=-=13.6913kJ/kg 。

（3）动叶出口的理想焓：222t s b h h h ε=-∆=2300.294-13.6913=2286.6027 kJ/kg 。

（4）根据动叶出口的理想焓和排汽压力22(,)t h p 查得动叶出口处的理想热力参数：

熵2t s =7.4674 kJ/(kg ·K)，比容2t v =23.2576m 3/kg 。

（5）动叶出口绝热系数：湿蒸汽 1.0350.1x κ=+⨯=1.1241。