300mw汽輪機畢業(yè)設計論文.doc

目 錄1 緒論11.1 汽輪機簡介11.2 電站高參數(shù)大容量汽輪機技術研究和國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀11.3 本課題設計意義21.4 論文研究內(nèi)容22 熱力系統(tǒng)設計4452.1 機組的主要技術規(guī)范4452.2 給水回熱加熱系統(tǒng)及設備5562.2.1 給水回熱級數(shù)和給水溫度的選取6672.2.2 回熱加熱器形式確定7782.2.3 熱力系統(tǒng)的熱力計算8893 通流部分設計1515173.1 透平的直徑及級數(shù)確定（調(diào)節(jié)級除外）1515173.1.1 選定汽缸和排汽口數(shù)1515173.1.2 確定第一壓力級平均直徑和末級直徑1515173.1.3 確定高壓缸壓力級的平均直徑，速比和焓降的變化規(guī)律1616183.2 高壓缸焓降分配1818203.3 中低壓缸的級數(shù)確定和各級焓降的分配1919213.4 詳細計算高壓缸第一壓力級2020223.4.1 高壓缸第一壓力級計算過程2020223.4.2 高壓缸第一壓力級速度三角形2323253.5 各壓力級詳細計算表格2323263.5.1 調(diào)節(jié)級詳細熱力計算表格2323263.5.2 高壓缸末級詳細計算表格2727303.5.3 中壓缸第一壓力級詳細計算表格3030333.5.4 中壓缸末級詳細計算表格3333363.5.5 低壓缸第一壓力級詳細計算表格3636393.5.6 低壓缸末級詳細計算表格3939423.6 調(diào)節(jié)級、高壓缸第一壓力級、末級速度三角形圖424245454 汽輪機結構設計434346464.1 熱力系統(tǒng)設計434346464.1.1 主蒸汽及再熱蒸汽系統(tǒng)434346464.1.2 給水回熱系統(tǒng)444447474.2 汽輪機本體結構設計454548484.2.1 蒸汽流程454548484.2.2 高中壓閥門464648484.2.3 汽缸結構464649494.2.4 轉(zhuǎn)子結構484850504.2.5 聯(lián)軸器494951514.2.6 葉片結構494951514.2.7 靜葉環(huán)和靜葉持環(huán)505052524.2.8 軸承和軸承座：515153534.2.9 汽封及汽封套515153534.3 調(diào)節(jié)保護系統(tǒng)（DEH）515154544.4 供油系統(tǒng)52525454結論53535656參考文獻54545757致 謝55555858621 緒論1.1 汽輪機簡介汽輪機是以水蒸氣為工質(zhì)，將熱能轉(zhuǎn)變?yōu)闄C械能的外燃高速旋轉(zhuǎn)式原動機。它具有單機功率大、效率高、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、單位功率制造成本低和使用壽命長等優(yōu)點。汽輪機是現(xiàn)代化國家中重要的動力機械設備。汽輪機設備是火電廠的三大主要設備之一，汽輪機設備及系統(tǒng)包括汽輪機本體、調(diào)節(jié)保安油系統(tǒng)、輔助設備及熱力系統(tǒng)等。汽輪機本體是由汽輪機的轉(zhuǎn)動部分（轉(zhuǎn)子）和固定部分（靜子）組成，調(diào)節(jié)保安油系統(tǒng)主要包括調(diào)節(jié)氣閥、調(diào)速器、調(diào)速傳動機構、主油泵、油箱、安全保護裝置等；輔助設備主要包括凝汽器、抽氣器、高低壓加熱器、除氧器、給水泵、凝結水泵、凝升泵、循環(huán)水泵等；熱力系統(tǒng)主要指主蒸汽系統(tǒng)、再熱蒸汽系統(tǒng)、旁路系統(tǒng)、凝汽系統(tǒng)、給水回熱系統(tǒng)、給水除氧系統(tǒng)等。汽輪機是現(xiàn)代火力發(fā)電廠應用最廣泛的動力機械，并且通常在高溫、高壓和高轉(zhuǎn)速的條件下工作，是一種較為精密的重型機械。它的制造和發(fā)展涉及到許多工業(yè)部門和科學領域，如高強度耐熱合金鋼的研制，優(yōu)質(zhì)的大型鍛鑄件的供應，高效長葉片的設計和研制，在加工制造中，新工藝新技術的應用等。因此，汽輪機制造業(yè)的發(fā)展是反映國家工業(yè)技術發(fā)展水平的標志之一。目前，我國的汽輪機制造業(yè)還比較落后，還需要繼續(xù)努力發(fā)展，將我國的汽輪機設計、制造水平提高上去。1.2 電站高參數(shù)大容量汽輪機技術研究和國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 隨著我國工農(nóng)業(yè)的日益發(fā)展，電力工業(yè)對汽輪機制造業(yè)提出的要求不斷提高，汽輪機向大容量、高參數(shù)、低污染、高可靠性、負荷適應性高、自動化程度高、安全、經(jīng)濟方向發(fā)展?，F(xiàn)代大型汽輪機一般都采用級數(shù)多、多汽缸、多排汽的結構；汽缸采用內(nèi)、外雙層或者多層缸的結構。汽輪機設計必須選擇合理的熱力循環(huán)，汽輪機的通流部分應有良好的熱力和氣動特性，汽輪機主、輔機及其主要零件應具有滿意的強度和振動特性，良好的自動調(diào)節(jié)性能以及合理的制造工藝。現(xiàn)在國內(nèi)外電站汽輪機的技術不斷發(fā)展，其發(fā)展的趨勢是：（1）增大單機功率，提高蒸汽初參數(shù)，改進汽輪機的通流設計，優(yōu)化中間再熱和給水回熱系統(tǒng)，以提高汽輪機的熱經(jīng)濟性；（2）發(fā)展大型熱電聯(lián)產(chǎn)機組和燃氣蒸汽聯(lián)合循環(huán)機組，以提高一次能源的利用率；（3）開發(fā)計算機和電子元器件為基礎的汽輪機自動控制系統(tǒng)，以提高汽輪機控制的自動化水平；（4）采用先進的加工制造設備和工藝，按標準化的質(zhì)管要求確保產(chǎn)品質(zhì)量，提高機組的可靠性和可利用率。汽輪機的末機長葉片一直是提高汽輪機效率的研究方向。國內(nèi)外的汽輪機制造廠商在長葉片的設計研究中采用了一系列氣動及強度振動方面的最新技術成果。在長葉片設計中主要的新技術有：（1）三元氣動理論的設計方法，應用可控渦流型，提高反動度分布，減少二次流損失，改善出口流場的均勻性，減少排汽損失和漏氣損失；（2）應用CAD軟件進行葉型設計，保證其能滿足氣動參數(shù)的要求；（3）跨音速葉柵的設計，采用直線背弧以減少葉型的激波損失；（4）新的動強度考核準則，對高階振型的安全性作出評估。1.3 本課題設計意義 本課題設計了一臺300MW的中間再熱式汽輪機，在設計過程中我參考了以前的設計數(shù)據(jù)，同時參考了當前汽輪機的最新進展。針對當前節(jié)能減排的要求，對低壓缸的末幾級葉片采用技術成熟的長葉片，從而盡量提高汽輪機的一次能源利用效率。在設計的過程中避免了同類型機組給水回熱系統(tǒng)的缺點，優(yōu)化了給水回熱系統(tǒng)。通過對本課題的設計，使我加深了對汽輪機原理的認識，也熟悉了整臺汽輪機的設計過程，為我以后的創(chuàng)新打下了良好的基礎。雖然這次的畢業(yè)設計課題比較傳統(tǒng)，汽輪機設計的方法是不變的。同時通過本課題的設計也讓我了解到了當前國內(nèi)外汽輪機的發(fā)展現(xiàn)狀。1.4 論文研究內(nèi)容本論文主要設計了300MW雙缸雙排汽，高中壓缸合缸，低壓缸雙流程的反動凝汽式汽輪機，目前在國內(nèi)是主流的汽輪機機型。本機組的特點是采用一次中間再熱提高機組的發(fā)電效率；通過八級抽汽加熱給水提高給水溫度，從而提高機組的效率。本機組在設計工況下的熱耗率是7955.11kj/（kw.h），汽輪機機組的絕對電效率是45.25。故本機組在設計上是安全、經(jīng)濟的。 本機是300MW雙缸雙排汽反動凝汽式汽輪機設計，主要包括以下內(nèi)容：（1）透平機械的熱力計算；（2）通流部分計算；（3）汽輪機熱力系統(tǒng)設計；（4）總體結構設計。其中，熱力計算主要計算各缸的焓降和加熱器抽汽點參數(shù)；熱力系統(tǒng)設計通流部分主要完成葉片尺寸的計算和校核；熱力系統(tǒng)設計部分對整機的熱力系統(tǒng)進行了粗略的設計，涉及主蒸汽及再熱系統(tǒng)、回熱系統(tǒng)等；總體結構設計則對汽輪機各部件的選材、選型等進行了分析。因此，根據(jù)這些部分的設計和計算，可以確定型汽輪機各部分的幾何尺寸及其他額定工況下的氣動參數(shù)和熱力計算。完成本畢業(yè)設計題目關于N300-16.7/537/537汽輪機的熱力系統(tǒng)設計和結構設計的要求。 N300型汽輪機采用一次中間再熱，也就是新蒸汽經(jīng)高壓缸做功后，再放回到鍋爐中，加熱后，再進入中壓缸在額定工況下，高壓缸排汽壓力為3.62MPa，溫度為347，經(jīng)再熱器后壓力降為3.26MPu，溫度升高到537，回到汽輪機中壓缸繼續(xù)做功。采用中間再熱后可降低低壓缸末級排汽溫度減輕末級葉片水蝕程度，為提高蒸汽初壓創(chuàng)造了條件，從而可提高機組內(nèi)效率，熱效率和運行可靠性。在同樣的初參數(shù)條件下，再熱機組一般比非再熱機組的熱效率提高4左右。而且由于末級蒸汽濕度較非再熱機組大大降低，因此，對阻止汽輪機組低壓末級葉片水蝕特別有利，提高了機組的可靠性，但采用中間再熱后，將使制造復雜，成本升高。本30MW汽輪機的通流部分由高、中、低三部分組成，共有35級，除高壓調(diào)節(jié)級為沖動級外，其中34級均為反動級。高壓部分有1個單列調(diào)節(jié)級和11個壓力級；中壓部分有9個壓力級；低壓部分為兩分流式，每一分流有7個壓力級，兩個分流對置在低壓缸中。通流部分的詳細計算可參照附表格。 全機共有八段非調(diào)整抽汽，分別在8、12、17、21級后和低壓缸第2、4、5、6級后，抽到相應的加熱器中加熱給水，回熱系統(tǒng)見附回熱系統(tǒng)圖。 在熱力系統(tǒng)中，設置有一臺凝汽器，兩臺涉水抽汽器，四臺低壓加熱器和三臺高壓加熱器。本30萬千瓦汽輪機采用噴嘴調(diào)節(jié)，新蒸汽通過兩個高壓主汽門，四個高壓調(diào)節(jié)汽門進入高壓缸。高壓缸排汽經(jīng)排汽逆止門進入中間再熱器，蒸汽再熱后經(jīng)過兩個中壓主汽門，四個中壓調(diào)速汽門進入中壓缸。中壓缸排汽進入兩個排汽缸后，排入凝汽器。汽輪機負荷變化主要依靠高壓缸調(diào)速汽門調(diào)節(jié)，在低于額定負荷35%時，中壓調(diào)速汽門才參與調(diào)節(jié)，其余工況中壓調(diào)速汽門全開。事故停機時，主汽門和調(diào)速汽門快速關閉，以防事故擴大。 高壓缸設計為雙層缸結構，中壓缸為單層隔板套式結構，其中低壓缸是對稱分流式。為滿足機組快速啟動需要，高中低壓缸均設有法蘭、螺栓加熱裝置。 高中低兩個轉(zhuǎn)子，依次為整鍛、爭端加套裝和套裝結構，高中和中低轉(zhuǎn)子間均為剛性聯(lián)結，高中壓轉(zhuǎn)子共用三個軸承支撐，考慮到安裝，檢修需要，特備有中軸瓦。 汽缸橫向定位，依靠與臺板和軸承座相配的滑銷來保證.縱向熱膨脹有兩個死點。高中壓缸向前膨脹，低壓缸向后膨脹，它們依靠軸承座與臺板間的縱銷導向。其前后端汽封是耐高溫、耐腐蝕的薄鋼帶制成。直接滾壓并鎖緊在轉(zhuǎn)子的汽封槽中，隔板汽封為梳齒式的。 本機配有5個主軸承，均系三油楔式，其正常工作位置（從機頭看）應為沿軸承水平面逆時針方向傾斜35度，只有這一位置它能承受負荷。為了機組起停時減小盤車力矩，并避免軸承合金的磨損，還配置了高壓油頂軸裝置。 主油泵布置在前軸承箱中，經(jīng)齒形聯(lián)軸器由汽輪機主軸帶動。 本機組配置了旁路系統(tǒng)，它對于鍋爐穩(wěn)定燃燒、汽水回收和機組快速啟動等都十分有利。旁路系統(tǒng)設計了兩級旁路。主蒸汽旁路直接引入高壓缸排汽，二級旁路是再熱蒸汽直接引入凝汽器。 本機組可以參加一次調(diào)頻，調(diào)節(jié)系統(tǒng)的速度變動率、遲緩率等性能良好。機組全甩負荷時能維持空轉(zhuǎn)，本機組還裝備了各種保安設施。本300MW汽輪機完成了畢業(yè)設計中要求的熱力系統(tǒng)設計和結構設計。而且按照現(xiàn)代汽輪機的發(fā)展要求，達到了良好的安全性和經(jīng)濟性。具體設計請參照相關章節(jié)。 本段文字既有研究內(nèi)容又有研究結論，應該分散在文章各個部分，緒論研究內(nèi)容部分應該分條簡練列出，各部分研究詳細內(nèi)容和方法在各章節(jié)前面提出，結果和結論性內(nèi)容放在結論部分。2 熱力系統(tǒng)設計2.1 機組的主要技術規(guī)范1、主要的技術規(guī)范9（1） 型號 N300-16.7/537/537型（2） 形式 亞臨界、一次中間再熱、單軸、雙缸雙排汽反動凝汽式汽輪機（3） 額定功率 300MW（4） 保證最大功率（T-MCR） 326MW（5） VWO5OP工況功率 329MW（6） 主汽閥前額定蒸汽壓力 16.7MPa（7） 主汽閥前額定蒸發(fā)溫度 537（8） 再熱汽閥前額定蒸汽壓力 3.26 MPa（9） 再熱汽閥前額定蒸發(fā)溫度 537（10）額定轉(zhuǎn)速 3000r/min（11）旋轉(zhuǎn)方向 自機頭往發(fā)電機方向看，為順時針方向（12）額定冷卻水溫 25（13）維持額定功率的最高冷卻水溫度 35（14）額定排汽壓力 0.0054MPa（15）維持額定功率時的排汽壓力 0.012MPa（16）額定工況時汽輪機主蒸汽流量 921.4t/h（17）額定工況時再熱蒸汽流量 744.3 t/h（18）額定給水溫度 272.5（19）回熱系統(tǒng)三個高壓加熱器，一個除氧器，四個低壓加熱器，共8段回熱抽汽（20）額定工況下凈熱耗率 7955.11kj/（kw.h）（21）汽輪機級數(shù) 35級 高壓缸 調(diào)節(jié)級+11個反動級 中壓缸 9個反動級 低壓缸 27個反動級（22）配汽方式 噴嘴配汽（23）給水泵驅(qū)動方式 小汽輪機（24）制造廠家 上海汽輪機廠注：本設計的壓力值均指絕對壓力2、機組的主要熱力工況設計要求（1）額定工況：汽輪機在額定進汽參數(shù)、額定排汽壓力、補水率為0、回熱系統(tǒng)正常投運的條件下，能發(fā)出的額定功率為300MW，進汽量為921.4t/h，保證熱耗率為7955.11KJ/（kw.h）。（2）夏季工況：在額定進汽參數(shù)、排汽壓力為12kPa，補水率為3條件下，能保證發(fā)出額定功率為300MW，進汽量為985t/h，熱耗率為8386kJ/(kW.h)。機組允許的最高排汽壓力為18.8kPa。（3）閥門全開工況（VWO）：在額定進汽參數(shù)、額定排汽壓力、補水率為0、回熱系統(tǒng)正常投運的條件時，調(diào)節(jié)汽閥全開工況下，最大進汽量為985t/h，功率為315MW。（4）VWO5OP超壓工況：蒸汽參數(shù)為17.5Mpa/538/538，排汽壓力為5.4kpa，補水率為0，閥門全開、回熱系統(tǒng)正常投運時，機組的計算最大進汽量為1028t/h，功率為329MW。（5）當3臺高壓加熱器全部切除后，在額定的進汽參數(shù)、額定的排汽壓力、補水率為0的條件下，機組仍能發(fā)出額定功率。2.2 給水回熱加熱系統(tǒng)及設備機組的熱力系統(tǒng)由主系統(tǒng)即給水回熱系統(tǒng)和多個既獨立又與主系統(tǒng)互相關聯(lián)的輔助系統(tǒng)組成，主要包括閥桿及汽封漏汽、補充水、減溫水、給水泵小汽輪機，以及廠用汽等。本機組的具體熱力系統(tǒng)設計見附圖4。汽輪機的熱力系統(tǒng)的熱力計算的基本任務就是確定抽汽參數(shù)。根據(jù)給定的蒸汽及汽輪機的初參數(shù)，參考母型汽輪機的某些參數(shù)和學過的專業(yè)知識，初步確定所設計汽輪機的回熱抽汽級數(shù)、流量和再熱流量，最后進行校核。本文正是按照這樣的步驟確定給水回熱系統(tǒng)各參數(shù)。從汽輪機某些中間級后抽出部分做功的蒸汽進入若干換熱器，逐漸加熱給水和主蒸汽給水，不進入凝汽器。這部分抽汽的熱量用于加熱給水，熱焓被充分利用，而不被冷卻水帶走，使汽輪機的冷源損失減少了，循環(huán)效率可顯著提高。在采用回熱抽汽后，汽輪機主蒸汽參數(shù)，排汽壓力和功率不變的情況下，可使進汽量增加，排汽量減少，有利用于提高汽輪機的內(nèi)效率。采用回熱加熱后，汽輪機的總汽耗量增大了，而汽輪機的每千克新蒸汽所做功減少了，而熱耗和煤耗的下降是因為冷源損失減少使給水溫度提高，而衡量循環(huán)熱經(jīng)濟性好壞的指標是汽輪機的熱耗率和發(fā)電廠的煤耗率，所以采用回熱加熱系統(tǒng)后的熱經(jīng)濟性提高了。另外，采用回熱加熱系統(tǒng)，可以提高鍋爐設備的可靠性。所以現(xiàn)代大型汽輪機機組一般都采取回熱加熱給水系統(tǒng)。2.2.1 給水回熱級數(shù)和給水溫度的選取確定給水回熱和熱經(jīng)濟性主要取決于給水的最終溫度和回熱級數(shù)。給水溫度越高，回熱級數(shù)越多，循環(huán)的熱效率越高8。不同的回熱級數(shù)，各有一個最佳給水溫度，在此溫度下，循環(huán)效益最大。回熱級數(shù)越多，最佳給水溫度越高。給水溫度提高后，使鍋爐設備投資增多或鍋爐排煙溫度升高而使鍋爐效率降低。增加回熱級數(shù)不但設備投資及維修費用將隨之增加。而且隨回熱級數(shù)增加，熱效率的相對增加減少。因此，過多的回熱級數(shù)和過高的給水溫度也是不利的。實際采用的最有利的給水溫度要低于最佳給水溫度，這是因為給水溫度不僅與循環(huán)效率有關，而且還影響裝置的技術經(jīng)濟性。因此，實際采用的給水溫度，需要根據(jù)熱經(jīng)濟性與裝置的技術經(jīng)濟生綜合分析比較才能確定。通常給水溫度大約為蒸汽初壓下飽和溫度的65%-75%，常用的給水溫度，回熱級數(shù)見表21。表2-1 汽輪機系列參數(shù)表蒸汽參數(shù)初壓MPa1.32.43.59.013.016.523.5初溫340390435535535/535565/565540/540背壓kPa7.87.87.85.14.83.243.43功率范圍MW0.751.52.54.56255010050200300600800回熱系數(shù)2344556677878給水溫度104150150170210230230250270275270275對于本N300MW型汽輪機組，參照同類機組可選取給水溫度tfw為272.5，回熱級數(shù)n為8級，從而確定熱力系統(tǒng)及結構任務書。任務書：300MW汽輪機熱力系統(tǒng)及結構設計初溫：537初壓：16.6Mpa再熱溫度：537背壓：5.4kPa給水溫度：272.5回熱級數(shù)：8級2.2.2 回熱加熱器形式確定回熱加熱器按汽水傳熱方式不同，可分為表面形式和混和式兩種，目前火力發(fā)電廠除了除氧器采用混合加熱器外，余者均為表面式加熱器。根據(jù)加熱器在系統(tǒng)中的位置和壓力不同，又分為高壓加熱器和低壓加熱器兩種。在承受給水壓力下工作，置于給水泵與鍋爐之間的加熱器稱高壓加熱器；在凝結水泵出口壓力下工作，置于凝結水泵與除氧器之間的加熱器稱為低壓加熱器。無論是高壓加熱器還是低壓加熱器均屬壓力容器。本機組采用8級回熱抽汽冷，根據(jù)抽汽段數(shù)采用混合式加熱器作為除氧器和七臺表面式加熱器。其中低壓加熱器4臺，高壓加熱器3臺，除除氧器外均有疏水冷卻器一臺。一段抽汽從第8級后抽出，供1號高壓加熱器。二段抽汽從第12級后抽出，即從高壓缸排汽管引出，供2號高壓加熱器。當高壓加熱器發(fā)生故障時，為有效地冷卻外缸，將二段抽汽引至再熱器冷段。三段抽汽從第17級后抽出，供3號高壓加熱器。四段抽汽從第21級后抽出，即從中壓缸排汽管引供出，供除4號除氧器外，還為驅(qū)動給水泵供汽。五段抽汽從第30級后抽出，供5號低壓加熱器六段抽汽從第25級后抽出，拱6號低壓加熱器。七段抽汽從第26、33級后抽出，供7號低壓加熱器。八段抽汽從第27、34級手抽出，供8號低壓加熱器。注：級數(shù)從調(diào)節(jié)級算起，即調(diào)節(jié)級為第1級。低壓缸級數(shù)從中部開始算起，先中壓缸側(cè)，后電機側(cè)。2.2.3 熱力系統(tǒng)的熱力計算(文中所有表示焓的i都要改成h)1、高壓缸部分主蒸汽壓力Po=16.7MPa，參考參考文獻99知：高壓缸的進汽損失，故高壓缸進口壓力。由，t0=537，查hi-s圖，h知 i0=3395.78KJ/kg。因為高、中壓缸分缸壓力一般為入口壓力的18%26%，所以選取排汽壓力為 MPa。由MPa等熵，查hi-s知 KJ/Kg故H01 = hi0 - hiHS =3395.78 2981 = 415KJ/kg。初步估計高壓缸效率為1 ，則實際焓降為：KgKJ/Kg由以上數(shù)據(jù)，可畫出高壓缸近似膨脹過程曲線如圖2-1。2、中、低壓缸部分如第一部分所述，高壓缸排出蒸汽通過再熱器后壓力降為3.26MPa，溫度升高為537。選取再熱損失P9.58%3，所以Pzr=(1-P) PzH =90.42%3.62=3.272MPa?？紤]中壓缸進汽損失，有PI(1-1.74%)Pzr=(1-1.74%)3.282MPa。由tzr=537，查ih=-s圖可知， izrhzr=3537.7KJ/kg，中壓缸效率可初步估計為hoim=90%，將中壓缸分缸壓力選為入口壓力的25.5%，中壓缸的排汽壓力為PzI=25.5%PI=25.5%3.224=0.81MPa。由PzI=0.81MPa等熵，查ih-s圖，知jzshzs=3106.7KJ/kg，H02=hizs=3537.7-3106.7=431KJ/kg實際焓降Hi=hoimH02=90%431=387.9KJ/kg，所以蒸汽通過中、低壓缸間的管道時，壓力將會降低，取低壓缸進汽損失P=2% PzI，則低壓缸進汽壓力：PL=(1-P) PzI=(1-2%)0.81=0.80MPa由排汽壓力Pk=5.4KPa，等熵查ih-s圖可知，ikshks=2273.8KJ/kg，所以：H03=i2h2-ikshks=izrhzr-Hihi-ikshks=3537.7-387.9-2273.8=875.3KJ/Kg。初步估計低壓缸效率=87%，則低壓缸實際焓降：=87%875.3=761.51KJ/kgs。由以上所求出的各點參數(shù)值，便可畫出中低壓缸近似膨脹過程曲線。綜上可估計汽輪機的膨脹過程曲線。見附圖1=3537.7-387.9-761.51=2388.3KJ/kg3、確定各級軸汽點參數(shù)（1）由汽輪機背壓PK=5.4KPa，查飽和水蒸汽與飽和水表，在此壓力下，飽和水蒸汽溫度=34.2，設過汽度為1，則冷凝器出口溫度tK=34.2。在冷凝汽力，排汽在恒壓下將汽化潛熱傳遞給冷卻水，不考慮蒸汽在冷凝器冷卻管間的冷阻影響則可得凝結水的參數(shù)。壓力為5.4KPa，溫度為36，對應焓值tK=143.5KJ/kg，給水溫度為272.5，按飽和水考慮，查飽和水與飽和水熱汽表可得：=1197.2 KJ/kg 則理論給水焓升R=-=1197.2-143.5=1053.7 KJ/kg（2）各加熱器給水焓升分配選擇給水溫度和加熱級數(shù)后，合理確定熱力系統(tǒng)及其給水焓升分配原則，對經(jīng)濟性和運行的可靠性有較大的影響。通常對于非有再熱機組，給水回熱系統(tǒng)多采用等焓升分配原則。但對于中間再熱式汽輪機，應考慮再熱后蒸汽從焓值提高對給水回熱的影響，往往使一個加熱器的抽汽來自再熱的冷端，并使該級給水焓升增大，約為再熱后一級的1.51.8倍，從降低再熱后回熱抽汽壓力，增加抽汽作功量，再熱后各級給水加熱一般也采用等焓升分配原則。在實際回熱加熱系統(tǒng)中，還應考慮除氧器的定壓運行情況及加熱器生產(chǎn)情況，熱力系統(tǒng)的布置方式等因素。對于本N300一次中間再熱式汽輪機組，參考同類機組9，考慮了生產(chǎn)實際中所遇到的各種因素的限制，將加熱器參數(shù)匯總見下表（表2-2）表2-2 回熱加熱器參數(shù)匯總表 參數(shù)加熱器出口給水焓出口給水溫度傳熱端差抽汽飽和水溫抽汽飽和水焓對應的抽汽壓力實際抽汽壓力抽汽點焓值GJ11193.4272.5-1.6270.91205.75.626.33137.5GJ21044.824102411046.73.4583.6243020GJ3858.5199.60199.6843.91.511.723325GJ4712.2168.40168.4718.70.7940.813129.4GJ5559.71332.8135.8570.40.340.34072930.1GJ6435.4103.72.8106.5444.40.1270.1172754.2GJ7351.283.62.886.4349.540.06340.05892635.6GJ8258.161.42.864.2254.20.02480.02362508.14、熱平衡計算（1）估計總進汽量D0 （2-1）其中額定電功率機構效率汽輪機組相對內(nèi)效率發(fā)電機效率m抽汽量增加系數(shù)H0汽輪機整機理想焓降D0漏汽量和汽水損失對于本N300型機組，各參數(shù)取值如下：Nel=300000kw,，=0.995, ，m=0.885 8855，el.g=0.987 987；對于中小功率機組D（0.03-0.05）D0，取D0.03D0；又對于再熱機組，M1.11.25，所以可選M1.248；從而H0H01H02H031722.4KJ/kg，則 T/h。5、對各級加熱器進行熱平衡計算，確定各級抽汽量熱平衡計算的目的是：確定熱力系統(tǒng)各部分蒸汽和水的參數(shù)和流量，機組的功率、汽耗和熱耗。計算主要是根據(jù)各加熱器的流量平衡方程式和熱量平衡方程式，以及通流部分的能量方程式進行的。計算過程中以汽輪機進汽量求解功率，然后校核功率，按所得的功率修正進汽量，反復進行多次熱平衡計算，逐步逼近給定功率。汽輪機段流量及功率具體計算如下表2-3所示：表2-3 汽輪機段流量和功率校核計算表序號項目符號與公式單位加熱器編號主汽閥調(diào)節(jié)級汽室121抽汽（漏汽）壓力PeMpa16.711.776.33.6242抽汽（漏汽）熱焓hekj/kg33963319.631383018.93抽汽（漏汽）前可用焓降hij=ho-hekj/kg076.2258.3376.94回熱抽汽量De103kg/h0065.4473.245漏汽入加熱器量Dge103kg/h-0006漏汽量Dg103kg/h-1820.50.1111.27小汽機進氣量Dp103kg/h00008抽汽和漏汽總量Df=De+Dge+Dg+Dp103kg/h0.5320.565.4482.649抽汽和漏汽所做功率Nif=0.2778*Df*hifKW0433.9546968652.6410段流量Di=D(i-1)-Df(i-1)103kg/h911909.97889.5824.0311段可用焓降hij=hij-hij-1kj/kg076.2182.1118.612段內(nèi)功率Nij=0.2778Di*hijKW0192634499627149.4續(xù)表2-3汽輪機段流量和功率校核計算表（兩張表可以合并）序號再熱閥345678C13.2611.720.81070.34070.1170.05890.02360.0005423536.433253129.42930.12754.22635.62508.12345.53376.9583778.6977.91153.81272.41399.91562.5432.48 30.40 34.94 23.33 25.15 28.74 545.84 53.7111.0863.71010.197034.73814.631.9766.0234.935423.328425.1487928.73686545.8491528.665177.814279.89490.567477.358889.41111175.54236928.710741.39755.99724.02658623.065599.7362574.5874545.8411206.1195.6199.3175.9118.6127.5162.6124328439341.636430.530446.119759.5620351.624655.756、功率校核汽輪機總內(nèi)功率Ni0.2778Djhij=305.676MW機械損失Nm1500kw汽輪機軸端功率NeNiNm304.176MW機組電功率NelNeg300.222MW驗算誤差： 故功率核核合格。機組電功率Nel基本符合已定的計算功率，原先估計的進汽量正確。不用再修正進汽量。7、主要經(jīng)濟性能指標計算(1)汽耗率 (2)給水泵耗功 （2-2）為1kg給水焓升，=16.6KJ/kg為給水泵效率，=0.95故(3)發(fā)電機凈功率： (4)熱耗率： qd(t0-tfw)+（De/D0）*(hr-hk)=8032.1 kJ/(kW.h) (6)裝置效率：8、整機熱力過程線圖2-1 整機熱力過程線3 通流部分設計3.1 透平的直徑及級數(shù)確定（調(diào)節(jié)級除外）3.1.1 選定汽缸和排汽口數(shù)本N300型汽輪機組為單軸雙缸雙排汽，冷凝式再熱汽輪機，其中高中壓合缸。3.1.2 確定第一壓力級平均直徑和末級直徑1、第一級平均直徑 （3-1）對第一級靜葉，參考同類機組，取參數(shù)如下：噴嘴流量：速 比：X1=0.61轉(zhuǎn) 速：n=3000r/min部分進汽率：出口截面高度：流量系數(shù)： 1=0.960出口角正弦值：故2、高壓缸末級平均直徑高壓缸末級平均直徑 （3-2）對高壓缸末級動葉，參考同類機組9，知：氣體流量：取10.0;，取0.004（余速動能損失系數(shù)）6在高壓缸出口出口角接近90，??；H0T=H0-H調(diào)41572343KJ/kg為高壓缸的等熵焓降VE為末級出口氣體比容，VE0.078m3/kg（調(diào)節(jié)級焓降H調(diào)98KJ/kg,其效率在額定工況下90），故。參考同類機組：取d1=845mm，dZ=1065mm。3.1.3 確定高壓缸壓力級的平均直徑，速比和焓降的變化規(guī)律1、確定壓力級平均直徑的變化根據(jù)汽輪機原理所描述的蒸汽通道形狀，確定壓力級平均直徑的變化規(guī)律，通常采用作圖法。在縱坐標上任取長度為a的線段BD（一般a=25cm），用以表示第一壓力級至末級動葉中心之軸向距離。在BD兩端分別按比例畫出第一壓力級與末級的平均直徑值。根據(jù)選擇的通道形狀，用光滑曲線將A、C兩點連接起來。AC曲線即為壓力級各級直徑的變化規(guī)律。2、壓力級的平均直徑dm（平均）將BD線等分為m等分，取1、2、3m-1點。為了減小誤差，建議6。從圖中量出割斷長度，求出平均直徑為dm1014mm。dm（平均）=（AB+（1-1）+（2-2）+CD）/（m+1）*k ，式中的k 為比例尺。（見圖3-1）圖3-1 壓力級平均直徑變化曲線圖3、確定速比Xa=u/ca。參考同類機組，Xa0.57，逐級增加。4、確定平均焓降己選平均速比Xa（平均）=0.62， 則ht（平均）=0.5*（*dm（平均）*n/60/Xa（平均）233 kJ/kg5、確定級數(shù)Z=(1+)* ht p/ ht（平均）10.3取整為Z=11級。式中ht(p)-壓力級的理想比焓降 ，為重熱系數(shù)，本機=0.05 ，將Z取整。 6、各級平均直徑的求取求取壓力級級數(shù)后，再將上圖中BD線段重新分為(Z-1)等分，如圖所示。在原擬定的平均直徑變化曲線上，求出各級的平均直徑，如圖3-2。（尺寸標注數(shù)字太大，請修改） 圖3-2 各級平均直徑大小7、各級比焓降分配根據(jù)求出的各級平均直徑，選取相應的速比，求出各級的理想比焓降ht。ht=0.5*(*dm*n/60/Xa)23.2 高壓缸焓降分配參考以上數(shù)據(jù)，參考同類機組。可將高壓缸各參數(shù)列表如下：表31 高壓缸比焓降分配表（調(diào)整有效數(shù)字，保證數(shù)字不分行）級數(shù)項目符號/單位1234567891011平均直徑Dm（mm）0.8450.84720.8540.86480.88020.90.9240.965280.98581.022321.065速度比Xa0.570.570.580.580.580.580.580.590.590.590.6理想比焓降ht（kj/kg）27.11127.252526.7327.432628.41129.70431.3232.217234.4437.10238.98673.3 中低壓缸的級數(shù)確定和各級焓降的分配重復上面的步驟，可得中、低壓缸參數(shù)的匯總數(shù)據(jù)：中壓缸：表3-2中壓缸比焓降分配表（表超出了頁面左邊界，請調(diào)整） 級數(shù)項目符號123456789平均直徑Dm（mm）1.081.121.151.1651.1921.221.251.2851.31速度比Xa0.580.590.590.590.590.60.60.60.6理想比焓降ht（kj/kg）42.7744.545546.8748.109950.35451.0053.54356.5858.81低壓缸：表3-3低壓缸比焓降分配表級數(shù)項目符號1234567平均直徑Dm（mm）1.921.9351.95822.0522.2462.58速度比Xa0.650.6460.6460.6460.6460.6460.648理想比焓降ht（kj/kg）107.637110.68113.3118.24124.4149.1195.56 級數(shù)項目符號1234567平均直徑Dm（mm）1.921.9351.95822.0522.2462.58速度比Xa0.650.6460.6460.6460.6460.6460.648理想比焓降ht（kj/kg）107.637110.68113.3118.24124.4149.1195.56（表超出了頁面左邊界，請調(diào)整）級數(shù)項目符號1234567平均直徑Dm（mm）1.921.9351.95822.0522.2462.58速度比Xa0.650.6460.6460.6460.6460.6460.648理想比焓降ht（kj/kg）107.637110.683113.33118.244124.47149.12195.56 級數(shù)項目符號1234567平均直徑Dm（mm）1.921.9351.95822.0522.2462.58速度比Xa0.650.6460.6460.6460.6460.6460.648理想比焓降ht（kj/kg）107.637110.683113.33118.244124.47149.12195.563.4 詳細計算高壓缸第一壓力級3.4.1 高壓缸第一壓力級計算過程高壓缸第一壓力級詳細計算過程如下表所示：表3-4高壓缸第一壓力級詳細計算過程序號參數(shù)/符號單位公式結果1級進汽壓力/P0MPa已知11.770 2級進汽比焓/h0kJ/kg已知3308.300 3級進汽滯止壓力/P00MPa已知11.770 4上一級余速利用系數(shù)/1-選取0.000 5上一級余速損失/hc2kJ/kg已知6.500 6上一級余速動能利用/hc0kJ/kg1*hc20.000 7級進汽滯止比焓/h00kJ/kgh0+hc03308.300 8本級比焓降/htkJ/kg已知27.110 9本級滯止比焓降/ht0kJ/kght+hc027.110 10本級平均直徑/dmm已知0.845 11速度比/Xa-已知0.570 12級的蒸汽流量/G0kg/s已知255.939 13平均反動度估算/m-選取0.450 14噴嘴理想比焓降/hnkJ/kg(1-m)*ht14.911 15噴嘴滯止理想比焓降/hn0kJ/kghn+hc014.911 16理想噴嘴出口氣流速度/c1tm/s172.688 17實際噴嘴出口氣流速度/c1m/s*c1t167.507 18噴嘴損失/hnkJ/kg(1-2)*hn00.881 19圓周速度/um/s*dm*n/60132.732 20級的理想速度/Cam/s232.852 21假想速度比/Xa-u/Ca0.570 22噴嘴等比熵出口焓/h1tkJ/kgh0-hn3293.390 23噴嘴等比熵出口壓力/P1MPa查焓熵圖11.420 24噴嘴等比熵出口比容/V1tm3/kg查焓熵圖0.027 25噴嘴前后壓力比/n-P1/P000.970 26噴嘴出汽角/1選取15.000 27噴嘴出口面積/Anm2G*V1t/n/c1t0.041 28部分進汽度/e-無部分進汽1.000 29噴嘴高度/lnmAn/(e*dm*sin1)取整0.061 30噴嘴出口實際比焓降/h1kJ/kgh1t+hn3294.271 31動葉進口汽流角/1tan-1c1*sin1/(c1*cos1-u)56.160 32動葉進口相對速度/w1m/s52.196 33動葉動能/hw1kJ/kgw12/21.362 34動葉前滯止比焓/h10kJ/kgh1+hw13295.633 35動葉前滯止壓力/P10MPa根據(jù)h10,P1查焓熵圖11.470 36動葉理想比焓降/hbkJ/kgm*ht12.200 37動葉滯止比焓降/hb0kJ/kghb+hw113.562 38動葉出口理想汽流速度/w2tm/s164.692 39動葉速度系數(shù)/-由m和w2t查圖0.938 40動葉出口實際汽流速度/w2m/s*w2t154.481 41動葉損失/hbkJ/kg(1-2)*hb01.630 42動葉后壓力/P2MPa根據(jù)h1,hb,和hb查焓熵圖10.976 43動葉后比容/V2m3/kg根據(jù)h1,hb,和hb查焓熵圖0.028 44動葉后比焓/h2kJ/kgh1-hb+hb3283.701 45動葉出口面積/Abm2G*V2/w20.046 46蓋度/mm查蓋度表3.000 47動葉高度/lbmln+取整0.064 48檢驗根部反動度/r-1-(1-m)*db/(db-lb)0.405 49動葉出汽角/2sin-1(Ab/(e*dm*lb)15.832 50動葉出口絕對速度/c2m/s45.040 51絕對速度方向角/2tan-1w2*sin2/(w2*cos2-u)69.343 52余速損失/hc2kJ/kg1/2*c221.014 53輪周效率比焓降/hu(無限長葉片)kJ/kght0-hn-hb-hc223.585 54余速利用系數(shù)/1-選定0.000 55級消耗的理想能量/E0kJ/kght0-1*hc227.110 56輪周效率/uhu/E086.997 57單位質(zhì)量蒸汽輪周功/WukJ/kgu*(c1*cos1+c2*cos2)23.585 58輪周效率/uWu/E086.997 59兩種輪周效率誤差/u|u-u|/u*1000.000 60葉高損失/hlkJ/kga/ln*hu0.619 61輪周有效比焓降/hukJ/kghu-hl22.966 62輪周效率/uhu/E084.715 63葉輪因摩擦消耗的功率/PfkW1.07*dm2*(u/100)3/v263.860 64葉輪摩擦損失/hfkJ/kgPf/G0.250 65隔板漏汽損失/hpkJ/kg0.145 66徑高比-db/lb13.203 67經(jīng)驗系數(shù)/t-查表0.230 68經(jīng)驗系數(shù)/2-查表0.946 69葉頂漏汽損失/htkJ/kg0.159 70漏氣損失/hkJ/kghp+ht0.304 71級內(nèi)各項損失之和/hkJ/kghl+hf+h1.172 72級的有效比焓降/hikJ/kghu-h22.413 73級效率/ihi/E082.673 74級內(nèi)功率/PiskWG*hi5736.280 75級后滯止比焓/h30kJ/kgh00-hi3285.887 76級后實際比焓/h3kJ/kgh00-1*hc23285.887 3.4.2 高壓缸第一壓力級速度三角形高壓缸第一壓力級速度三角形如下圖所示：圖33高壓缸第一壓力級速度三角形上圖中：C1167.5m/s, ，C2=45m/s,， u1=132.7m/s, ，u2=132.7m/s, ， w1=52.2m/s, ，w2=154.5m/s, ，, ，,， , ，.。3.5 各壓力級詳細計算表格3.5.1 調(diào)節(jié)級詳細熱力計算表格表3-5 調(diào)節(jié)級詳細熱力計算表格序號參數(shù)/符號單位公式結果1新汽壓力/P0MPa已知16.700 2新汽溫度/t0已知537.000 3排汽壓力/PcMPa已知0.005 4設計功率/PelMW已知300.000 5轉(zhuǎn)速/nrpm已知3000.000 6機械效率/m-選取0.995 7發(fā)電效率/g-選取0.987 8調(diào)節(jié)級噴嘴前壓力/P0MPa0.958P015.999 9新汽比容/V0m3/kg根據(jù)P0,t0查焓熵圖0.020 10實際排汽壓力/PcMPa1.02Pc0.006 11末級余速/c2