汽轮机课程设计

汽轮机原理课程设计说明书

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：3.43MPa 新汽温度：435℃ 排汽压力：0.005MPa 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。

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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

损 失 名 称 符 号 估 算 范 围 主汽管和调节阀节流损失 ?p0 △P=（0.03～0.05）p0 排汽管中压力损失 ?pc △P=（0.02～0.06）pc 回热抽汽管中压力损失 ?pe △P=（0.04～0.08）pe P0 P0 0 ΔP0 ＇t0 0 ＇Δhi (Δht) Δht mac ＇macPc＇ Pc mach ΔPc s 图2-1 进排汽机构损失的热力过程曲线

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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p0、t0，可得汽轮机进汽状态点0，并查得初比焓h0=3304.2kj/kg。由前所得，设进汽机构的节流损失ΔP0=0.04 P0=0.1372 MPa得到调节级前压力P0＇= P0 - ΔP0=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Px线于2点，查得h2t=2152.1kj/kg，整机的理想比焓降

??h??hmac't0?h2t?3304.2-2128=1176 kj/kg3304.2?2120?1184.2。由上估计进汽量后得到的相对内效率

＇

ηri=83.1%，有效比焓降Δhtmac=（Δhtmac）ηri=1176×0.831=977.3kj/kg，排汽比

焓hz?h0??htmac?3304.23304.2-977.3=2326.9 kj/kg?986.328?2317.872，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。

3.43Mpa 3.2928Mp435℃ h0=3304.2kJ/kg

0 3 ＇21～25kj/kg 1176.2kj/kg 3 0.005Mpa 977.3 kj/kg z 2t h2t=2152.1kj/kg hz=2326.9kj/kg

图2-2 12MW凝汽式汽轮机近似热力过程曲线

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2.2 汽轮机总进汽量的初步估算

一般凝汽式汽轮机的总蒸汽流量D0可由下式估算：

D0?3.6Peri??h??mac't?g?mm??D=84.36t/h

式中 Pe ———汽轮机的设计功率， KW ； ??htmac?——通流部分的理想比焓降，Kj/kg ；

' ?ri ———汽轮机通流部分相对内效率的初步估算值 ；

?g ———机组的发电机效率 ；

?m ———机组的机械效率 ；

?D ———考虑阀杆漏气和前轴封漏汽及保证在处参数下降或背压升高时

仍能发出设计功率的蒸汽余量，通常取=3%左右，t/h

m ————考虑回热抽汽引起进汽量增大的系数，它与回热级数、给水温

度、汽轮机容量及参数有关，通常取m=1.08～1.25，

设m=1.16 ΔD =2.5t/h ?m=0.99 ?g=0.97则

D0=(3.6×18400×1.16/977.3×0.99×0.97)+2.5 =84.36t/h

蒸汽量?D包括前轴封漏汽量?Dl=1.500t/h （其中?Dl1=0.77t/h漏人H2高压加热器），?D/D0=3%。

调节抽汽式汽轮机通流部分设计式，要考虑到调节抽汽工况及纯凝汽工况。 般高压部分的进汽量及几何尺寸以调节抽汽工况作为设计工况进行计算，低压部分的进汽量及几何下以纯凝汽工况作为设计工况进行计算。

2.3 回热系统的热平衡初步计算

汽轮机进汽量估算及汽轮机近似热力过程曲线拟定以后，就可进行回热系统的热平衡计算。

一、回热抽汽压力的确定 1. 除氧器的工作压力

给水温度tfw和回热级数zfw确定之后，应根据机组的初参数和容量确定除氧器的工作压力。除氧器的工作压力与除氧效果关系不大，一般根据技术经济比较和实用条件来确定。通常在中低参数机组中采用大气式除氧器。大气式除氧器的工作压力一般

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选择略高于大气压力即0.118MP.

2. 抽汽管中压力损失?pe

在进行热力设计时，要求?pe不超过抽汽压力的10%，通常取?pe=（0.04～0.08）pe，级间抽汽时取较大值，高中压排汽时取较小值。

3. 表面式加热器出口传热端差?t

由于金属表面的传热阻力，表面式加热器的给水出口水温tw2与回热抽汽在加热器中凝结的饱和水温te'间存在温差?t=te'-tw2称为加热器的出口端差，又称上端差，经济上合理的端差需通过综合的技术比较确定。一般无蒸汽冷却段的加热器取?t=3～6℃

4. 回热抽汽压力的确定

在确定了给水温度tfw、回热抽汽级数zfw、上端差?t和抽汽管道压损?pe等参数后，可以根据除氧器的工作压力，确定除氧器前的低压加热器数和除氧器后的高压加热器数，同时确定各级加热器的比焓升?hw或温升?tw。这样，各级加热器的给水出口水温tw2也就确定了。根据上端差?t可确定各级加热器内的疏水温度te'，即

te'=tw2+?t。从水和水蒸气热力性质图表中可查得te'所对应的饱和蒸汽压力-----个

加热器的工作压力pe'。考虑回热抽汽管中的压力损失，可求出汽轮机得抽汽压力pe，即pe=pe'+?pe。在汽轮机近似热力过程曲线中分别找出个抽汽点得比焓值he，并将上述参数列成表格如下：

表2-2 23MW凝汽式汽轮机即热汽水参数

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加 热 器 号 抽 汽 压 力 pe抽 汽 比 焓 he 抽 汽 管 压 损 ?pe（MPa） （Kj/kg） 加 热 器 工 作 压 pe力 饱 和 水 温 度 te' 饱 和 水 比 焓 he' 出 口 端 差?t ℃ 给 水 出 口 水 温 tw2 给 水 出 口 比 焓 hw2 ℃ ' pe（%） （MPa） 0.851 0.322 0.118 0.080 173 （Kj/kg） ℃ （Kj/kg） 710.50 550.65 437 376.7 273.1 H1 H2 Hd H3 H4 0.925 0.351 0.142 0.087 0.031 3022.4 8 2848 8 732.4 5 5 0 3 3 168 131 104.25 90.15 65.4 136 572.05 104.25 93 437 390.2 2709.5 17 2630.1 8 2490.8 8 0.029 68.4 284.6 二、各级加热器回热抽汽量计算 1. H1高压加热器 其给水量为

Dfw=D0-ΔDl+ΔDej=39.72-1.5+0.77+1=84.67t/h

式中 ΔDl ———高压端轴封漏汽量， t/h；

ΔDl1 ———漏人H2高压加热器的轴封漏汽量， t/h；

ΔDej ———射汽漏汽器耗汽量， t/h。

该级回热抽汽量为：

?Del?Dfw(hw2?hw1)(hel?h'el)?h =6.01t/h

2. ?D'e2?Dcwhw2?hw1550.65?437?84.67?4.31t/h

(he2?he'2)?h(2848?572.1)?0.98 考虑前轴封一部分漏气量漏人本级加热器并放热可使本级回热抽气量减少的相

当量为：ΔDl1 =0.77×（3116-572.1）/(2848-572.1)=0.75

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考虑上级加热器疏水流入高压加热器并放热可使本级回热抽气量减少的相当量 为：?D'el=6.01×（732.4-572.1）/(2482-572.1)=0.35 t/h

3. Hd（除氧器） 除氧器为混合式加热器，其平衡图见图2-3。

ΔDl1 ΔDe2 ΔDel he2 hw2 hw1 Dfw hel ＇hel hw2 hw1 Dfw he2 ＇hed ΔDd Dcw hw1 hel ＇hel ＇hed ＇(b) 图2-3 混合式加热器

'?Dedhed?(?Del??De2??Dl1)he'?Dcwhw1?Dfwhed

（c） Dcw??Dl1??Ded??Del??De2?Dfw

代入数字解得： ?Ded=1.53t/h Dcw=73.08 t/h

4. 低压加热器

?De3?Dcwhw2?hw1376.7?273.1?73.08?3.45t/h

(he3?he')?h(2630.1?390.2)?0.98H4的计算抽气量为：

?D'e4=84.76（273.1-147.59）/(2490.8-284.6)×0.98 =4.92 t/h

2.4 流经汽轮机各级机组的蒸汽两级及其内功率计算

调节级： D0=84.36 t/h

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Pi0=D0(h0-h2)/3.6=84.36×（3304.2－3116）/3.6=4410.1kw

（调节级后压力为1.228Mpa，h2=3116kj/kg,待调节级型式选定及热力计算后求得。第一次估算时，可估取调节级理想比焓降及级效率后在h-s图的近似热力过程线上查得）

第一级组：

D1=D0-ΔDl=84.36-1.5=82.86 t/h

Pi1=D1（hl-he1）/3.6=82.86×（3116－3032）/3.6=1979.4 kw

第二级组：

D2=D1-ΔDel=82.86-6.01=76.86 t/h

Pi2=D2（he1-hed）/3.6=76.86×（3032－2848）/3.6=3808 kw

第三级组：

D3=D2-ΔDed=76.86-3.21=73.65t/h

Pi3=D3（hed-h2）/3.6=73.65×（2848－2709.5）/3.6 =2823 kw

第四级组：

D4=D3-ΔDe3=73.65-1.53=72.1 t/h

Pi4=D4（h2-hz）/3.6=72.1×（2709－2630.1）/3.6=1580.1 kw

第五级组：D5=72.1-3.5=68.5 t/h

Pi5=68.5×(2630.1-2490.8)/3.6=2646.8 第六级组：D6=68.5-4.92=63.58 t/h

Pi6=63.58×(2490.8-2330.2)/3.6=2737.5 整机内功率：

Pi=ΣPi=4410.1+1979.4+3808+2823+1580.1+2646.8+2737.5 =19556.kw

2.5 计算汽轮机装置的热经济性

机械损失

ΔPm=Pi(1-ηm)=19556×(1-0.99)=196 kw

轴端功率

Pa=Pi-ΔPm =19556-196=19360 kw

发电机功率

Pe=Paηg=19360×0.97=18779 kw

校核

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（18779-18400）/18400×100% =2%

符合设计工况Pe=18400kw的要求，原估计的蒸汽量D0正确。 汽耗率：

84360 D0?10394200d?? ? 3.74= 4.49 kg/(kw·h)

Pe25192.4718779

不抽汽时(回热抽汽阀停用)估计汽耗率：

D0?103=3.86t/h d??D0(h0?hz)[??Pm]?m3.6汽轮机装置汽耗率：

q?d(h0?hfw) =4.49×（3304.2－710.2）=11647.1KJ/(kw.h)

q?d(h?hfw----)q?，d查得(h?hfw=710.2kj/kg )给水焓，由给水温度150℃，给水压力P=0.543MPa

汽轮机装置的绝对电效率：

?el?计算结果列于表2-3

3600?100%=3600/11647.1=31% q

表2-3 25MW基 本 0.005 11647.1 32.05 汽轮机装3.86 710.2 35.5 6.27 1.18 168 31 - 9 -

3.43 ΔDel Δhel D0 ΔDl De t/h 63.58 t/h 1.5 给水泵压头 凝结水泵压头 t/h 84.36 抽汽冷却器出口水温 KJ/kg 2299.7 凝汽器出口水温 tc tej pfp pcp t/h 1.0 435 汽轮机背压 pc/pc ′汽轮机初压 P0 Mpa Mpa ℃ ℃ Mpa Mpa 汽轮机初温 t0 ℃ 汽轮机初比焓 3000 22 流入凝汽器蒸汽量 h0 KJ/kg 3304.2 工作转速 n t/min 射汽抽汽器汽耗量 射汽抽汽器比焓降 汽轮机总进汽量 前轴封漏气量 冷却水温 tcl ℃ 汽轮机原理课程设计说明书

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排气比焓 ΔPm Pa ηg ℅ kW D0 d t/h kg/kWh kW kW 连轴器端功率 发电机效率 发电机端功率 Pe hz KJ/kg 2330.2 机械损失 196 19360 97 18779 84.36 4.49 不抽气时汽耗率 给水温度 给水比焓 热耗率 绝对电效率 d′ tfw hfw q ηel kg/kWh ℃ KJ/kg kg/kWh ℅ 等比熵排气比焓 理想比焓降 h2t KJ/kg 2128.2 有效比焓降 汽轮机内效率 19556 ΔKJ/kg 1176 macht ΔKJ/kg 977.3 macht ηri ℅ 83.1 汽轮机总进汽量 汽耗率 汽轮机内功率 pi kW

热平衡计算数据 H1 Mpa KJ/kg Mpa ℃ KJ/kg KJ/kg t/h ℃ KJ/kg ℃ ℃ KJ/kg KJ/kg t/h t/h t/h t/h 加 热 器 pel hei peic tei′ hei′ Δhe Dw tw1 hw1 δt tw2 hw2 Δhw ΔDel′ ΔDl′ H2 0.351 2848 0.3221 0.118 104.25 437 2272 76.86 90 376.7 437 5 131 550.65 113.65 0 136 572.05 2276 84.67 104.25 2709 2630.1 0.080 93 390.2 2240 76.86 65.4 273.1 3 0.142 0.087 Hd H3 H4 0.031 2490.8 0.029 68.4 284.6 2206.2 76.86 35.5 148 3 65.4 273 抽汽压力 0.925 3032 0.8505 173 732.4 2300 84.67 131 550.65 5 168 710.5 160 6.01 6.01 加热抽汽 抽汽比焓 加热器压力 pe′下饱和水温 pe′下饱和水比焓 1kJ蒸汽的放热量 被加热的凝结水量 汽轮机原理课程设计说明书

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凝结给水 加热器进口水温 加热器进口水比焓 加热器出口端茶 出口水温 凝结给水 出口水比焓 104.290 5 4 376.7 60.3 4.31 0.75 0.35 3.21 0.465 1.53 1.98 103.7 3.45 3.45 给水比焓增 125 4.92 0.3 4.62 计算抽气量 抽气量 前轴封回收相当量 上级加热器疏水相当量 ΔDel ΔDe(i1) ′ 实际抽气量 汽轮机原理课程设计说明书

第三章 通流部分选型及热力计算

3.1 通流部分选型

一 、排汽口数和末级叶片

凝汽式汽轮机得汽缸数和排气口数是根据其功率和单排汽口凝汽式汽轮机得极限功率确定得。但汽轮机的功率大于单排汽口凝汽式汽轮机的极限功率时，需要采用多缸和多排汽口，但很少采用五个以上汽缸的。

当转速和初终参数一定时，排汽口数主要取决于末级通道的排汽面积。末级通道的排汽面积需结合末级长叶片特性、材料强度、汽轮机背压、末级余速损失大小及制造成本等因素，进行综合比较后确定。通常可按下式估算排汽面积：

Abz?pel m2

3162pc式中 pel————机组电功率， KW ； pc————汽轮机排汽压力，KPa 。

二 、配汽方式和调节级选型

电站用汽轮机的配汽方式有称调节方式，与机组的运行要求密切相关。通常有喷嘴配汽、节流配汽、变压配汽及旁通配汽四种方式。我国绝大多数采用喷嘴配汽方式。采用喷嘴配汽的汽轮机，其蒸汽流量的改变主要是通过改变第一级组的工作面积来实现的，所以该机的第一级又称调节级。调节级各喷嘴组的通道面积及通过其内的蒸汽流量是不一定相同的。调节级型式与参数的选择在设计中是相当重要的，与汽轮机的容量大小、运行方式等因素有关。

1．调节级选型

由于双列级能承担较大的理想比焓降，一般约为160～500Kj/kg；但它的级效 率几整机效率较底，在工况变动时其级效率变化较单级小；采用双列级的汽轮机级数较少，结构紧凑，因为其调节级后的蒸汽压力与温度下降较多，所以除调节级汽室及喷嘴组等部件需较好的材料外，汽缸与转子的材料等级可适当降低，从而降低机组造价，提高机组运行的可靠性。故选用双列调节级。

2．调节级热力参数的选择 （1） 理想比焓降的选择

目前国产汽轮机调节级理想比焓降选取范围如前所述：双列级约为160～

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500Kj/kg。故选调节级比焓降为270 Kj/kg。

（2） 调节级速度比xa?uca的选择

为了保证调节级的级效率，应该选取适当的速度比，它与所选择的调节级型式 有关。通常双列级速度比的选择范围为 xa?0.22～0.28。

（3） 调节级反动度的选择

为提高调节级的级效率，一般调节级都带有一定的反动度。由于调节级为部分 进汽级，为了减少漏汽损失反动度不适宜选的过大。双列调节级各列叶栅反动度之和

?m不超过13%～20%。故选取?m= 18%。

3、调节级几何参数的选择 （1） 调节级平均直径的选择

选择调节级平均直径是通常要考虑制造工艺调节级叶片的高度以及第一压力级 的平均直径。一般在下列范围内选取：中低压汽轮机（套装叶轮）取dm=1000～1200mm 。故选dm=1200mm。

（2） 调节级叶型及其几何特性

调节级的叶型，尤其是双列调节级的叶型，通常是成组套装选择使用的。国产 汽轮机调节级最常用的叶型组合为苏字叶型。故可选择如表3-1的叶型：

表3-1 双列调节级的叶型

名 称 叶片型线 喷 嘴 32TC-1A 第一列动叶 40TP-0A 导 叶 20TP-2A 第二列动叶 30TP-4A 如表3-1中所示 喷嘴的宽度Bn1=32mm，按参考文献?1?155页附录二常用苏字叶型及

39其特性曲线的适用范围取ay1?33°，则弦长bn1?Bn130.2?32/sin33?47.67°=58.75 mm 0sinay1sin38Bb138?40/sin77?38.59°mm0sin?y1sin80Bn232?20/sin76 ?32.49mmsin?y2sin790?y1?7780°，则弦长bb1?mm选取,同理第一列动叶宽度Bb1?3840mm

80°,则弦长bn2?32mm=41.05mm；导叶的宽度Bn2?20mm，选取?y2?76

mm，选取?y2?79=20.61mm；第二列动叶的宽度Bb2?3830mm75°，则弦长

bb2?Bb238?30/sin75?38.17mm。 °=31.06mm

sin?y2sin790 - 13 -

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（3）相对节距t和叶片数Z的确定

在选取喷嘴和动叶出口角?1和?2时，还需要选择相对节距tn和tb：tn=

?????tn，bn??tbtb=。一定的叶型对应有最佳的相对节距范围。所以在选择tn和tb时应注意的最

bb佳范围内选取。选择部分进汽度e = 0.45 ，则叶栅的上述各项几何参数选定之后，

即可根据平均直径dn和db确定喷嘴与动叶数zn??dnetn， zb??dbetb，然后

取整。从叶片强度考虑，通常叶片数偶数。

（4）汽流出口角?1和?2的选择

喷嘴与动叶汽流出口角?1和?2对叶栅的通流能力作功大小及效率高低有较大的影响。决定叶栅出口角大小的最主要因素是相对节距和安装角，喷嘴与动叶有一确定的出口角，往往需要通过对叶片数及相对节距的试凑来满足?1和?2的要求。

3.2调节级详细热力计算

1. 第一列喷嘴的计算

（1）第一列喷嘴出口汽流出口速度及喷嘴损失

(11?－0.21?） 第一列喷嘴中理想比焓降 ?hn?(1??m)?ht?（×270?＝213.3kj/kg

2c0?0 kj/kg 初速动能 ?hc0?2000 式中 c0——————进入喷嘴的蒸汽初速，m/s

*??hn??hc0?213.3kj/kg 滞止理想比焓降 ?hn*?44.72213.3?657.3 m/s 第一列喷嘴出口汽流理想速度 c1t?44.72?hn第一列喷嘴出口汽流实际速度 c1??c1t=0.97×657.3=637.6 m/s 第一列喷嘴损失 ?h22*?(1??)?h=(1-0.97)×213.3 =12.6 kj/kg n?n式中 ? ——————喷嘴速度系数 (2) 第一列喷嘴出口面积

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An?G0.0648p?/v??104?67.5

(3) 第一列喷嘴出口高度 67.5×2100 An31.17?10? =18.5 mm ?13.8 ln?zntnsina21?38.14?sin14.5o

0.4×π×1200×sin14°

2. 第一列动叶的计算

第一列动叶中理想比焓降 ?hb??m?ht?0.17×270=45.9kj/kg 第一列动叶进口汽流方向

?1?tan?1u?c1sina1?19.80

c1cosa1?u?dmn60???1200?300060?188.4 m/s

c1sina1637.5sin140??466.6 m/s 第一列动叶进口汽流速度 w1?sin?1sin19.80第一列动叶进口速度动能 ?hw1?w122000?466.622000?108.9 kj/kg

*??hb??hw1=45.9+108.9=154.8 kj/kg 第一列动叶滞止比焓降 ?hb*?44.72154.8?556.8m/s 第一列动叶出口汽流理想速度 w2t?44.72?hb0.925?556.8=517.8 m/s 515.12?476.48第一列动叶出口汽流实际速度 w2??w2t?0.93×

式中?——————动叶速度系数 ，取?=0.93 第一列动叶出口绝对速度之方向

w2sin?2517.8sin160?10?tan?24.8 ?2?tan 0w2con?2?u517.8cos?16?188.4?1w2sin?2517.8sin160??340.3 m/s c2?sina2sin24.80

*?(1?0.932)?154.8?21 kj/kg 第一列动叶损失 ?hb??(1??2)?hb - 15 -

汽轮机原理课程设计说明书

3.43Mpa 3.29Mpa 1.228 Mpa 1.1 Mpa 0.92Mpa 3304.2 kj/kg 3116 kj/kg 920 kj/kg 0.73Mpa 730.75 kj/kg 0.33Mpa 0.176Mpa 0.079Mpa h 0.028Mpa 0.006 2330.2 kj/kg 2128.2 kj/kg s 图4-2 分配比焓降用的热力过程曲线

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974 kj/kg 0.54Mpa

单t/h 84.4 mm mm Mpa 1.228 1.1 0.92 289 3014 2953 2877 2783 268 241 173 138 2668 0.73 0.54 0.33 ℃ kJ/3116 3068 334.8 306 970 1030 1100 1230 1360 1521 1720 1974 969.5 1029.1099 1229 1359 1520 1719 1973 82.86 82.86 82.86 76.86 76.86 73.7 72.1 72.1 2248 2250 1 2 3 4 5 6 7 8 9 序号 项目 符1 蒸汽流量 D 2 喷嘴平均直径 dn 3 动叶平均直径 db 4 级前压力 P0 0.176 0.079 0.012 0.987 0.938 2521 2340 5 级前温度/干度 t0/x6 级前比焓值 h0 汽轮机原理课程设计说明书

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7 48.05 53.84 61.2 76.2 圆周速度 u m/s 152.3 161,7 172.5 192.9 213.5 238.8 270.1 309.9 253.2 92.75 115.4 147.1 181.7 230.2 8 级理想比焓降 Δht kJ/9 理想出口速度 ca′ m/s 309.9 328.1 349.8 390.4 430.7 480.4 542.4 602.8 678.5 0.491 0.493 0.493 0.494 0. 496 0.497 0.498 0.51 7.06 7.68 8.12 8.64 9.02 9.61 12.3 16.8 0.52 20.9 10 ％ kJ/0 速度比 xa′ 11 平均反动度 Ωm 12 喷嘴型线 3.508 3.592 3.585 3.585 3.584 3.596 3.596 3.595 3.495 3.489 3.489 3.489 3.489 3.496 3.96 0 1.38 1.83 3.23 3.02 3.496 3.496 3.498 3.51 5.58 7.13 13 动叶型线 14 利用上级余速动Δ

序Δhn kJ/Δm/s 298.9 315.3 m/s 290.1 305.8 326.2 3.34 0.76 273 0.371 267.3 0.251 14.52 38.3 32 48 30 88 264 0.61 0.45 215 4.17 5.18 2.64 0.91 290 2.94 0.97 0.97 0.97 0.97 0.97 0.97 0.97 336.3 kJ/46.46 49.7 56.55 70.51 87.6 107.3 132.6 156.44.66 49.7 56.23 69.61 84.4 104.3 129.1 151.项目 符单1 2 3 4 5 6 7 8 9 15 喷嘴理想比焓降 183.1 190.2 616.7 16 喷嘴滞止比焓降 17 φ 喷嘴出口理想速c1t 375.5 418.6 463.2 514.9 559.18 喷嘴速度系数 0.97 0.97 598.2 7.84 9.27 11.2 19 ΔhnkJ/p1 ℃ m3/kcm2 mm mm 42 34.2 38.2 38.5 14.06 14.18 0.243 0.245 129.6 219.0 0.157 0.285 316 Mpa 1.02 喷嘴出口实际速c1 364.2 405.9 449.3 499.5 543.6.34 0.27 175 20 喷嘴损失 21 喷嘴后压力 0.153 0.06132 0.990.01 0.933 2.74 12.6 汽轮机原理课程设计说明书

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22 v1t An sinα1 tn Bn zn 喷嘴后温度/干度 t1/x23 喷嘴出口比容 0.418 0.523 0.755 1.72 24 喷嘴出口面积 270.7 280.8 366.4 719.8 10310.256 0.261 0.269 0.274 0.2814.85 15.13 15.6 47.2 30 88 49.3 50 70 56.5 50 92 15.89 16.359.4 40 80 66.7 40 92 4305.0.289 16.81 75.9 40 84 25 喷嘴出汽角正弦 26 喷嘴出汽角 27 喷嘴节距 28 喷嘴宽度 29 喷嘴数

序号 符ln e 0.45 1 1 1 1 1 1 1 mm 38.9 27,7 30.9 27.4 25.2 28.5 48.7 59.1 单1 2 3 4 5 6 7 8 9 项目 30 喷嘴高度 210.3 1 31 部分进汽度 32 kJ/3.4 14.2 4.13 4.97 6.58 8.37 10.8 12.2 13.6 17.1 21.5 26.1 动叶进口相对速w1 m/s 147.1 156.2 165.0 184.9 207.4 228.5 250.8 260.9 279.4 31.45 34.03 39.02 48.1 33 Δhb kJ/ΔkJ/相应于w1的比焓Δ34 动叶理想比焓降 11.09 18.09 30.5 35 动叶滞止比焓降 16.33 18.57 23.68 29.87 37.19 49.54 64.53 87.12 36 ψ m/s 156.7 170 1.89 51.3 1.32 0.92 296 0.27 0.31 1.91 2.09 56.4 1.59 0.73 266 0.36 0.93 动叶出口理想速w2t m/s 168.5 18o.7 192.7 217.6 244.4 272.7 314.8 359.2 417.4 0.941 0.942 0.943 0.945 0.945 0.945 0.945 0.945 181.5 205.2 230.92.62 63.6 2.02 0.54 241 0.43 3.19 71.4 2.55 0.33 197 0.66 257.7 297.5 339.4 394.4 3.98 82.4 3.39 5.3 98.5 4.85 6.29 8.49 109,7 126.3 6.02 7.97 0.176 0.079 0.012 0.005 144 1.28 57 2.82 0.929 0.913 321 11.28 20.7 汽轮机原理课程设计说明书

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37 动叶速度系数 38 ΔhbkJ/m/s 50.7 kJ/Mpa 1.10 ℃ m3/k1.3 动叶出口实际速w2 39 动叶损失 40 ΔP2 动叶出口绝对速c2 41 余速损失 42 动叶后压力 43 v2 动叶后温度/干度 t2/x44 动叶出口比容

序号 1 395.4 415.6 452.6 478.8 606.9 1054.1930.6620.2 3 4 5 6 7 8 9 Ab sinβ (o) 20.72 18.88 18.9 27.2 35 126 76.6 4.81 36.11 41.25 47.4 846.6 949.4 1091.76.59 77.8 1.71 590 0.5 10 2.21 590 0.5 10 78.8 2.34 590 0.5 10 6.45 6.85 6.16 61.2 1408.81.7 2.52 590 0.5 5 44.7 45.1 50.5 57.7 5.62 76.1 1624.83.6 2.81 590 0.5 5 174 184 196 216 226 76.2 5.22 96.4 2058.85.2 3.23 590 0.5 5 25 25 25 25 30 19.1 19.2 19.3 19.4 19.7 23.4 30 240 92.6 3.21 mm mm mm kJ/kJ/kw ％ β2 tb Bb zb lb Δhl Δhu Pu ηu cm2 项目 单位 符45 动叶出口面积 10455 46 动叶出汽角正弦 0.354 0.324 0.325 0.326 0.327 0.328 0.329 0.331 0.332 18.95 19.02 19.15 19.17 19.30 19.41 23.7 30 246 23.8 35 266 336.4 479.3 2.14 1.23 124.6 158.1 200.3 2616.86.6 3.4 590 0.5 5 3206.86.9 3.79 590 0.5 5 4011.87.7 4.47 590 0.5 5 47 动叶出汽角 48 动叶节距 49 动叶宽度 50 动叶数目 51 动叶高度 汽轮机原理课程设计说明书

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52 叶高损失 53 轮周有效比焓降 54 轮周功率 55 轮周效率 56 dΔp huumm δp zp mm 摩擦与部分进汽损Δhl+kJ/57 隔板汽封直径 58 隔板汽封间隙 59 隔板汽封齿数

序 kJ/mm 2 0.3 0.25 0.25 0.25 0.3 0.3 0.3 0.25 2 2 2 0.3 0.3 0.3 0.3 0.3 0.3 1.5 1.5 1.5 2 0.3 0.25 0.85 0.91 1.03 0.87 0.74 0.68 0.52 0.47 0.0300.0280.027 0.024 0.0190.016 0.014 0.007 0.0050.41 2 0.3 0.25 项目 符单1 2 3 4 5 6 7 8 9 60 Δhp δz Δs mm uδ ut ψt Δhδ kJ/xm Δhx kJ/ Δhl kJ/ηl Pi kw ％ 66.7 68.6 1.51 1.21 1.32 1.41 0.34 0.37 0.40 0.41 0.42 1.15 71.4 69.8 74.1 1298. 隔板汽封漏气系K 61 隔板漏气损失 62 叶顶轴向间隙

0.936 0.936 0.936 0.936 0.937 0.937 0.936 0.936 0.936 0.44 1.1 0.48 0.89 91.48 119.776.98 79.3 1524.1953.81.4 2452.0.52 0.81 0.58 0.72 0.963 0.92 3.7 153.083.2 3064.13.1 194.7 84.5 3898.63 围带宽度 64 围带漏气系数 65 围带漏气系数 66 围带漏气系数 汽轮机原理课程设计说明书

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32.04 36.92 42.71 56.4 751.2 849.8 983.067 叶顶漏气损失 68 级平均干度 69 湿气损失 70 级有效比焓降 71 级效率 72 级内功率 汽轮机原理课程设计说明书

第五章 整机校核

5.1 级效率校核计算

计算出的实际相对内效率与进汽量估算时所估取得相对内效率之相对误差Δη在1%内为优，不应大于3%。

?hi?985.53kw

校核：

??h?himac'i?0.8310.831985.53?0.8311176??0.845 < 1%

0.831

5.2级内功率校核：

Pi?P?21684.9?25100校核: ??0.0086＜1％

P?25100

?pi?2048.42?289.6?421.7?436.7?517.9?639.2?788.2?845.5?997.8

?1211.8?1334.3?9531.12 kw

Pi??Pi?g?m?9531.12?0.965?0.985?9059.57 kw

Pi?Pi'9059.57?9272.28??0.023?3% 校核： 'Pi9272.28

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汽轮机原理课程设计说明书

参考文献

[1].冯慧雯.《汽轮机课程设计参考资料》.水利电力出版社.1992年11月.第一版 [2].黄树红等.《汽轮机原理》.中国电力出版社.2008年8月.第一版 [3]《水及水蒸汽性质图表》

力出版社. 1992

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