600MW冲动式低压缸设计书汽轮机课程设计说明书.doc

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1、1引言1.1汽轮机简介 汽轮机是以蒸汽为的旋转式热能动力机械，与其他原动机相比，它具有单机功率大、效率、运行平稳和使用寿命长等优点。汽轮机的主要用途是作为发电用的原动机。在使用化石燃料的现代常规火力发电厂、核电站及地热发电站中，都采用汽轮机为动力的汽轮发电机组。汽轮机的排汽或中间抽汽还可用来满足生产和生活上的供热需要。在生产过程中有余能、余热的工厂企业中，还可以应用各种类不同品位的热能得以合理有效地利用。由于汽轮机能设计为变速运行，所以还可用它直接驱动各种从动机械，如泵、风机、高炉风机、压气机和船舶的螺旋桨等。因此，汽轮机在国民经济中起着极其重要的作用。1.2 600MW汽轮机课程设计的意义电

2、力生产量是衡量一个国家经济发展水平的重要标志之一。电力工业为国民经济各个领域和部门提供电能，它的发展直接影响着国民经济的发展速度，因此，必须超前发展。装机容量从1949年占世界第25位，到如今的世界前列。电力事业发展的宏伟目标，要求汽轮机在容量和效率方面都要上一个新的台阶，在今后的一段时间内，我国火电的主力机组将是300MW600MW亚临界机组，同时要发展超临界机组。1.3汽轮机课程设计要求：1）汽轮机为基本负荷兼调峰运行2）汽轮机型式：反动、一次中间再热、凝汽式1.4设计原则根据以上设计要求，按给定的设计条件，选取有关参数，确定汽轮机通流部分尺寸，力求获得较高的汽轮机效率。汽轮机总体设计原则

3、为在保证机组安全可靠的前提下，尽可能提高汽轮机的效率，降低能耗，提高机组经济性，即保证安全经济性。承担基本负荷兼调峰的汽轮机，其运行工况稳定，年利用率高。设计中的计算采用电子表格来计算，绘图采用手绘图,计算表格和附图统一见附录。2 汽轮机结构与型式的确定2.1汽轮机参数、功率、型式的确定2.1.1 汽轮机初终参数的确定常规超临界机组的主蒸汽和再热蒸汽温度为538560，典型参数为24.2MPa/566/566，对应的发电效率约为41%。参考汽轮机原理（中国电力出版社）P152表7-2石洞口二厂D4Y454汽轮机和GB/T-754-2007 发电用汽轮机参数系列选定参数如下：（1）主蒸汽及再热蒸

4、汽压力、温度主蒸汽压力 24.2MPa主蒸汽温度 566 再热蒸汽汽压力 3.703MPa 再热蒸汽温度 566 （2）汽轮机排汽参数汽轮机高压缸排气压力 Pa=4.114MPa 排气温度Ta=306.8汽轮机中压缸排气压力 Pb=1.082MPa 排气温度Tb=379.6汽轮机低压缸排气压力 Pc=5kPa 排气温度Tc=32.92.1.2汽轮机设计功率的确定表1经济工况功率600MW铭牌功率（夏季）600MWVWO阀门全开工况648MW最大连续功率工况TMCR638.5MW2.1.3汽轮机型式的确定由设计任务书及已经选取的相关参数可确定汽轮机型式为：N600-24.2/565/565型、反

5、动式、一次中间再热、水冷凝汽式、基本负荷兼调峰运行汽轮机2.2 汽轮机转速、调节方式和回热再热形式确定我国电网调波为50Hz，发电机最高转速为3000rpm，故选取汽轮机转速为：3000rpm(偏差为3转)。转速n=3000 r/min。电网中带基本电荷的机组，可以采用喷嘴调节方式，也可以采用节流调节方式，电网中的调峰机组应该采用喷嘴调节方式。喷嘴调节方式是为了发挥机组的经济性，且目前我国制造的汽轮机绝大多数都采用喷嘴调节方式，所以综合考虑来说，我们选择喷嘴调节方式。汽轮机机组热力设计基本参数的选取表2项目选取参数机组型号N60024.2/566/566机组型式一次中间再热反动式、水冷式基本负

6、荷兼调峰汽轮机新汽压力24.2MPa新汽温度566排汽压力0.005MPa额定功率600MW额定转速3000rpm给水温度280.9回热级数8级回热，3个高温加热器、1个除氧器、4个低温加热器再热压力3.703MPa再热压力损失0.329 MPa再热温度566给水回热的经济性主要取决于给水的最终温度和回热级数，给水温度越高、回热级数越多，循环热效率也越高。当加热级数一定时，给水温度有一最佳值，加热级数越多，最佳给水温度越高。当给水温度一定时，随着回热级数Z的增加，附加冷源热损失将减小，汽轮机内效率相应增高。以做功能力法分析，有限级数的回热加热，在回热加热器中必引起有温差的换热，从而产生回热过程

7、的及相应的附加冷源热损失。但随着级数Z的增加，减小，不利于影响减弱。工程上级数Z增加，汽轮机抽汽口与回热加热器增加会使投资增加，从技术经济角度考虑经济性提高与投资增加间的合理性，本设计选取：回热系统有8级非调整抽汽，分别供给3台高压加热器、1 台除氧器和4台低压加热器。其中第7、8号低压加热器为单壳体组合式加热器，布置在凝汽器喉部，各加热器的疏水逐级自流，不设疏水泵。最后一级高压加热器疏水至除氧器最后一级低压加热器疏水进入凝汽器。采用双背压凝汽器以提高机组经济性。2.3汽轮机热力过程线拟定2.3.1各缸进排汽参数及压损的确定（1）各缸进排汽参数见下表： 表3项目压力MPa温度焓值kJ/kg高压

8、缸进汽24.2566.03395.9高压缸排汽4.114306.82975.0中压缸进汽3.629566.03599.7中压缸排汽1.082379.63218.9低压缸进汽1.039379.23218.8低压缸排汽0.00532.92478.1（2）压损的确定 主汽门调节阀中的节流损失P0=0.04* P0=0.04*24.2=0.968 MPa； 调节级前压力P0=24.2-0.968=23.232 MPa 排汽管中的压损Pr=0.02*Pc=0.03*4.198=0.127 MPa；Pr=4.241-0.127=4.114 MPa中间再热及连通管压损 Pr=0.1*Pr=0.0.4114

9、MPa； Pr=4.114-0.4114=3.703 MPa 中压、快速截止阀和调节阀压损Pr=0.02*Pr=0.074 MPa（中压调节阀全部打开）Pr=3.629 MPa中低压缸连通管中的损失Pa=0.04*Ps=0.04*1.082（中压排汽压力）=0.043MPa低压缸进气压力Ps= 1.039MPa对于大容量机组可以忽略低压缸排气损失。 2.3.2各缸内效率的估定及热力过程线 对照国内同类机组，估定各缸的内效率：高压缸88%；中压缸91%；低压缸89% 。热力过程线请详见附录。3 回热系统初步拟定3.1 相关参数确定3.1.1主蒸汽流量G0对一般的凝汽式汽轮机，其进汽量可按下式估算

10、： （t/h）m考虑回热抽汽使进汽量增大的系数，它与回热级数、给水温度、功率有关，结合一设计机组的相关参数，取m=1.4；考虑轴封漏汽、门杆漏汽所需的新汽量，一般2%D，这里取为2%D；H全机理想焓降（kJ/kg）由H-S图上查得各个点的参数，可得 （3395.92910.8+3599.7-3189.7+3218.8-2244.7）KJ/Kg （485.1+410+974.1)KJ/Kg 1869.2 KJ/Kg汽轮机相对内效率，根据相关指标取为: =90%机械效率，参照国内同类型机组，可取为：=99%发电机效率，参照国内同类型机组，取：=99%代入公式计算得：D0= 1871.488 t/h

11、3.1.2 除氧器、高、低加参数，凝汽器参数及加热器温升分配（1） 除氧器出口工作压力和温度的确定 由于本机组设计为中间再热机组，一般采用高压式除氧器，设计工况下，对该汽轮机取为1.06MPa，由此查得饱和水和饱和水蒸汽热力性质表，可求得： tcy=182。给水温度与进入汽轮机的参数和高压加热器的个数有关，由设计任务书的要求，汽轮机进汽压力为24.2MPa，参考同类型机组得：给水温度为280。查得在5kPa的背压下饱和水温度为32.9,为计算方便，取给水温度为280.9。（2） 凝汽器出口压力和温度 较大容量汽轮机的排汽管都设计为具有一定的扩压能力，使排汽的余速动能最大限度地转化为压力能，用以

12、补偿蒸汽在其中的压力损失。良好情况下，可使排汽压力与凝汽器出口压力接近相等。由于本机组为600MW机组，蒸汽流量大，所以本机组的排汽初步设计为四排汽，但在实际计算过程中发现由于流量太大导致低压缸最后几级喷嘴和动叶高度太大，于是改为六个低压缸，为六排气。凝汽器设计为双壳体，为了提高机组经济性采用双背压、单流程，可在机组最大出力工况下长期进行。参照同类机组，低压凝汽器出口压力PC低0.0049MPa，高压凝汽器出口压力0.0059MPa。由凝汽器出口压力查饱和蒸汽热力性质表可得：当=0.0049MPa时，=32.52,当=0.0059MPa时，35.85。（3）高低加参数及加热器温升分配 给水回热

13、的经济性主要取决于给水的最终温度和回热级数，给水温度越高、回热级数越多，循环热效率也越高。当加热级数一定时，给水温度有一最佳值，加热级数越多，最佳给水温度越高。当给水温度一定时，随着回热级数Z的增加，附加冷源热损失将减小，汽轮机内效率相应增高。以做功能力法分析，有限级数的回热加热，在回热加热器中必引起有温差的换热，从而产生回热过程的及相应的附加冷源热损失。但随着级数Z的增加，减小，不利于影响减弱。工程上级数Z增加，汽轮机抽汽口与回热加热器增加会使投资增加，从技术经济角度考虑经济性提高与投资增加间的合理性，本设计选取：回热系统有8级非调整抽汽，分别供给3台高压加热器、1台除氧器和4台低压加热器。

14、其中第7、8号低压加热器为单壳体组合式加热器，布置在凝汽器喉部，各加热器的疏水逐级自流，不设疏水泵。最后一级高压加热器疏水至除氧器最后一级低压加热器疏水进入凝汽器。加热器温升分配：加热器和除氧器采用温升分配（280.9-32.9）/8=313.1.3分级参数确定根据前面拟定热力过程线，调节级按高压缸理想焓降的20%且不超过100kJ/kg的原则，高压缸剩余9个压力级按等焓降分配，中、低压缸也按等焓降分配，热力过程线近似为直线，参数如下表所示： 表4SPHST调节级级前6.27823.232562.6调节级级后6.29916.27997.02502.3高压缸第1级级后6.30714.18335.

15、990.008444480.1高压缸第2级级后6.31612.28835.990.008444457.9高压缸第3级级后6.32410.63835.990.008444435.9高压缸第4级级后6.3339.15735.990.008444414.0高压缸第5级级后6.3417.87235.990.008444392.3高压缸第6级级后6.3506.72735.990.008444370.7高压缸第7级级后6.3585.73935.990.008444349.3高压缸第8级级后6.3674.86335.990.008444327.9高压缸第9级级后6.3754.11435.990.008444

16、306.8中压缸第1级进口参数7.3163.703566.0中压缸第1级级后7.3243.06663.350.0075535.4中压缸第2级级后7.3312.50163.350.0075504.7中压缸第3级级后7.3392.07063.350.0075473.7中压缸第4级级后7.3461.68363.350.0075442.6中压缸第5级级后7.3541.35563.350.0075411.2中压缸第6级级后7.3611.08263.350.0075379.6低压缸第1级进口参数7.3801.039379.2低压缸第1级级后7.4860.567105.830.10629324.6低压缸第2

17、级级后7.5930.299105.830.10629269.7低压缸第3级级后7.6990.151105.830.10629214.6低压缸第4级级后7.8050.073105.830.10629158.9低压缸第5级级后7.9110.034105.830.10629105.1低压缸第6级级后8.0180.013105.830.1062950.9低压缸第7级级后8.1240.005105.830.1062932.93.1.4 各抽汽参数确定（1）漏汽量的确定：漏汽包括门杆漏汽和轴封漏汽： 门杆漏汽估计为总进汽量的2%； 轴封漏汽有两种情况：一种为最后一片轴封孔口处流速未达到临界速度；另一种为出

18、口处以及达到临界速度。可根据相应状态对应的公式计算处漏汽量；总得漏汽量估计为总进汽量得3%；抽汽量用抽汽系数i表示,根据回热系统中的抽汽流量可得各个段得抽汽系数各级抽气份额的确定：根据热平衡的计算：由每段抽出来的蒸汽量放出的热量与给水给过加热器所吸收的热量相等列出热平衡方程，可求得各级相应的抽汽量,并参考同类型机组确定。（2）高低加参数及加热器温升分配理论计算指出，给水在各加热器之间的焓增按等焓升分配原则，可得到最佳的经济效益。但计算表时，当在10%20%的范围内偏离等焓分配原则时，对循环执效率的影响很小。但为了计算方便，本设计选取等温升分配的规则，由于进入低加组的温度以及除氧器温度和给水温度

19、均已知，故可以对高地价进出水温度进行合理分配。本设计中，第一级低加进口温度为31，除氧器加热温升在30-40之间，因此设定除氧器进口温度为156.9，考虑到第一级低加抽气为低压缸末端，为了提高效率，可适当增加第一级抽气量。对于高加组，除氧器出口温度为187.9，给水温度为280.9，等温升分配原则下，各段温升均为31。根据初步拟定的热力过程线和分级参数，初步估算回热抽汽流量和各加热器给水流量，如下表所示： 表5 序号1#高加2#高加3#高加除氧器5#低加6#低加7#低加8#低加给水进口T249.9218.9187.9156.9125.994.963.932.9给水出口T280.9249.921

20、8.9187.9156.9125.994.963.9给水进口P3.9672.2701.1980.5710.2390.0840.0240.005给水进口焓1084.8938.4798.3662.2528.9397.6267.5137.8给水出口焓1240.81084.8938.4798.3662.2528.9397.6267.5给水出口P6.5013.9672.2701.1980.5710.2390.0840.024（3）各缸初末参数的确定GJ3高压加热器其给水量为 高压端轴封漏汽量漏入H2高加的轴封漏汽量该加热器热平衡方程式为加热器效率，取 =098该级回热抽汽量为H1高加热平衡图如下各缸初末

21、参数的确定 表6抽汽T349.3306.8473.7379.6324.6214.6158.6105.1抽汽压力P5.7394.1142.0701.0820.5670.1510.0730.034抽汽焓H3047.02975.03409.03218.93113.12901.42975.62694.0抽汽压损%65656666抽汽疏水P5.3953.9081.9461.0280.5330.1420.0690.032抽汽疏水T268.8249.0211.0181.1154.3109.789.670.6抽汽疏水焓1178.31080.5902.3768.1650.8460.1375.0295.4抽汽流量

22、G159.42147.57116.73106.05105.38102.71102.64103.26抽汽系数0.08520.07890.06240.05670.05630.05490.05480.05523.1.5中间再热机组势力过程曲线的拟定Pr=3%再热进气Pr=3.703MPa新汽 P0= P0 4%Ps=1.082MPa740.8KJ/Kgh3th3t1354.3kJ/Kgh2th2tPch1th1tPS=4.114MPaPs=1.039MPa485.1KJ/KgPc=5kpa3.2 调节级设计 调节级型式及焓降确定 调节级的主要参数（1）调节级的选型 调节级有单列和双列之分，取决于经济

23、功率下调节级理想焓降的大小。由于本设计机组为高参数、大容量超临界机组，并在电网中承担基本负荷，要有尽量好的经济性，这种汽轮机的进汽量或容积流量很大，经前轴填充的漏气量通常不超过总进汽量的1%，且前几个压力级的叶片容易设计成具有较大的高度，在这种情况下，采用单列调节级是最合理的。虽然机组的结构复杂、成本较高，但提高了经济性，以及合理的技术经济指标。 （2）调节级焓降的选择目前，国产大功率汽轮机调节级（单列）的理想焓降约为：70100kJ/kg，据此，本设计中采用单列调节级，经济功率下的级调节级理想焓降取为：97.02kJ/kg。调节级主要参数的选取 表6机组功率（MW）600喷嘴高度（mm）50

24、动叶高度（mm）60Sin 11取为17Sin 22取为90面积比1：600喷嘴叶型TC-1A动叶叶型TP-1A理想热焓97.023.3 调节级详细计算3.3.1（1）最佳部分进气度的确定 由于可见，在其他参数不变的条件下，叶高与部分进气度e 成反比。叶高越小，叶高损失越大，但部分进气度越小。部分进气度损失可分为两种：一种为鼓风式、损失，另一种为斥汽损失。部分进气度e 越小，则鼓风损失和斥汽损失越大，从而部分抵消了由于叶高增大二提高的效率，为了使调节级获得较高的效率，确定调节级的叶高和部分进气时须使h t与he 之和为最小。 经分析可得e=0.95（2）速比、平均直径的确定 现取适当的速度比值

25、，以保证调节级的效率。由于调节级都为部分进气，所以其最佳速度比要比全周进气的小，一般在额定工况下，单列级 xa=0.40.45，或者更小。本设计中取小值，即：xa=0.40。平均直径：调节级的平均直径选取范围为：对于高压及超高压以上机组（整体转子），dm=9001100mm。对于单列调节级的焓降较大可取直径的上限值。由于一个级的焓降、速比、平均直径三者中只有两个是独立变量，故：平均高直径由公式计算： 由此可计算得平均直径dm=1121.72mm （3）反动度的确定参考汽轮机原理调节级反动度取值范围0.020.05，选取m=0.05。 （4）叶型的选择当调节级采用单列级时，其工作马赫数大多在亚音

26、速范围内，一般选用亚音速叶栅。单列级即使气流出口速度超音速，但由于超音速叶栅的变工况特性较差，加工复杂，且亚音速叶栅可利用斜切部分膨胀得到超音速气流。综全考虑各种因素，本设计选用亚音速喷嘴叶栅，其型号为：TC-1A,有关参数为相对节距为0.740.90 ，进气角 =70100，出气角=1014；动叶栅选用型号TP-1A，有关参数为：进气角=1823，出气角=1619，相对节距=0.600.70。3.3.2（1）气流出口角和的选择 喷嘴和动叶的进气出口角和的大小对级的通流能力、做功能力及级效率都有直接影响。在高压级中，由于级的容积流量Gv一般较小，为了端部损失，不应使叶片高度太小，往往选取出口角

27、较小的叶型，通常取=1114 ；在汽轮机的中低压部分容积流量较大，为了减缓叶片高度的急剧增大，往往选择出口角较大的叶型，通常取=1317，但考虑到制造和维修，同一级中选取相同的叶型。（2）叶片数和叶片高度根据喷嘴叶型TC-1A，并根据安装角，可根据叶栅气动特性曲线查得相对节距 =0.868mm；由于级的平均直径= 1852mm。所以片数，其中：。同理，动叶则根据动叶叶型TP-1A，动叶片数也是用式计算。3.3.3调节级详细计算(1)级的等熵滞止焓降 根据进口参数和，查焓熵图，而且由于调节级进口气流速度很小，所以近似地认为=，=。 故 ht=97.02kJ/kg，ht*=ht +0=97.02k

28、J/kg hn= hn*=(1-m)ht*=92.169kJ/kg（2）调节级进气量G0 G0=D0-Dv =1871.499t/h=519.86kg/s； 其中Dv就是前面估算的总的漏气量；（3）喷嘴出口速度C1t = 429.346m/s；=416.465m/s（4）喷嘴等熵出口参数、。首先由=3395.9kJ/kg求出喷嘴等熵出口焓值 =-=3298.88kJ/kg；由H-S图，从进口状态，等熵膨胀到 ，查得等熵出口比容=0.0180m3/kg求出出口压力=17.161Pa；（5）喷嘴出口角根据喷嘴叶型表选择喷嘴，出汽角=12（6）喷嘴实际出口焓 =- C12/2000= 3309.18

29、 kJ/kg（7）动叶等熵出口参数， = 3304.329 kJ/kg，查H-S得= 0.0178 m3/kg（8）喷嘴损失 = 5.447 kJ/kg（9）喷嘴出口面积 = 0.023186m2（10）喷嘴高度= 33.3mm 为制造方便取ln=34mm（11）动叶高度由，：=1.5mm, = 0.5mm；参考汽轮机教材 叶高与盖度之间的关系如表5所示：叶高与盖度之间的关系（mm） 表7喷嘴高度50519091150150叶顶盖度1.5222.52.53.5叶根盖度0.5111.51.5直径之差（db-db）11112= 0.036 m（12）求动叶进气气流相对速度和进气角 =246.85m

30、/s, =20.53（13）动叶前蒸汽参数 由和查焓熵图得到和17.16MPa6.291kJ/(kg.k)0.0182（14）动叶理想比焓降和动叶理想比焓降 =4.851 kJ/kg；（15）动叶出口气流相对速度 = 256.78m/s；= 244.52 m/s（16）动叶损失 = 5.425 kJ/kg（17）动叶出口面积 = 0.03827 m2；因考虑叶顶漏气，故=（18）动叶出口气流角约比小3至6，选=16根据动叶的进出口气流角和动叶叶型表选取动叶型为TP-1A（19）动叶出口气流绝对速度和出汽角 = 89.47kJ/kg；= 48.88（20）余速损失 = 4.002 kJ/kg（2

31、1）轮周有效比焓降 = 82.146 kJ/kg（22）级消耗的理想能量 = 93.028 kJ/kg,其中为余速利用系数，对于调节级取=1（23）叶高损失 =3.947 kJ/kg；a取1.6，这时不需要对扇形损失做另外的计算。（24）叶轮摩擦损失 = 0.787 kJ/kg；取为与相等，忽略漏汽（25）部分进气损失 = 1.87 kJ/kg式中，由于一般不使用护罩，故=0；取0.0012；取0.15；喷嘴组数取为4。（26）隔板汽封损失和页顶漏气损失=0.4143；=0.42为隔板漏汽量，为通过本级的蒸汽流量。(27)不包括漏汽损失时的级的有效比焓降 75.542kJ/kg(28)级的有效

32、比焓降hihi=-74.71 kJ/kg（29）级的相对内效率 = 0.803（30）级的内功率=38838.7 kW（附表1）高压缸调节级热力计算汇总表序号计算项目符号单位来源或计算公式调节级备注喷嘴部分计算1第一级的滞止理想焓降kJ/kg 由参考资料查取97.022反动度参照同类机组选取0.053喷嘴滞止理想比焓降kJ/kg92.1694喷嘴理想出口气流速度m/s429.3465喷嘴实际出口气流速度m/s=416.465这里取0.97喷嘴等比熵出口参数6喷嘴等比熵出口焓值kJ/kg3298.887喷嘴等比熵出口压力MPa根据出口焓值在h-s图上查取17.1618喷嘴等比熵出口比容m3/kg

33、根据出口焓值在h-s图上查取0.01809喷嘴出口角根据喷嘴选型,选取12sin=0.207910隔板漏汽量kg/s4.76Zp为轴封齿数, 为轴封流量系数,取0.75, 为喷嘴出口理想比容, 为轴封间隙面积11喷嘴进口流量kg/s=-G519.86此处Go为调节级动叶出口流量12喷嘴出口面积231.86n为喷嘴流量系数,这里取为0.9413假想速比选取0.4为保证级的性能良好相应选取0.5114级的假想速度m/s440.5015级的圆周速度m/s176.216级的平均直径mm1121.72由于与相差不大,计算中往往取二者相等17部分进汽度e原则性试算选取0.95为了减少叶高损失,提高某些高压

34、级效率,原则性试算选取18喷嘴高度mm34这里部分进汽度e取为1,为了设计制造方便,取喷嘴高度为整数值,即50mm19喷嘴损失kJ/kg5.44720喷嘴出口比焓值kJ/kg3309.18速度三角形计算21动叶进口相对速度m/s246.85cos =0.978122动叶进口角20.5323动叶出口理想相对速度m/s265.7824动叶出口相对速度m/s244.52动叶速度系数根据汽轮机原理P15图1-8选取为：0.9225动叶出口角选取162约比1 小36, cos2=0.956326动叶绝对出口速度m/s89.4727动叶绝对出口角48.88动叶等比熵出口参数28动叶等比熵出口焓值kJ/kg

35、根据动叶出口状态点在h-s图上查取3282.729动叶等比熵出口压力MPa根据动叶出口状态点在h-s图上查取16.27930动叶等比熵出口比容m3/kg根据动叶出口状态点在h-s图上查取0.018831动叶出口面积382.7,不考虑叶顶漏汽32动叶高度近似取36t取1.5,r取0.5各项损失33动叶损失kJ/kg5.42534余速损失kJ/kg4.00235轮周有效比焓降kJ/kg82.14636级的理想可用能kJ/kg93.028余速利用系数 =137叶高损失kJ/kg3.947a取1.6，这时不需对扇形损失作另外的计算39级的有效比焓降kJ/kg75.54240隔板汽封漏汽损失kJ/kg0

36、.414341叶顶漏汽损失kJ/kg0.42级的计算级内各项损失之和kJ/kg+5.56842级的有效比焓降kJ/kghi=-74.7143级相对内效率0.80344级的内功率kW38838.7=20.53（附图1）速度三角形如下所示：=16=12=244.52C1=416.465C2=89.47=246.8u=176.2u=176.2注：=48.884非调节级设计及回热系统校正影响汽轮机机组效率的主要因素之一是流过该级的蒸汽容积流量的大小。而按这个大小可以将其分成三个不同的级段：高压段，中压段，低压段；但是实际中，根据机组容量的大小这三个段可以同时出现，也有可能只出现其中的一部分。而且这三段

37、的界线也不是绝对明显的。 在热力设计中，通流部分的通常采用以下三种流通部分形状，由于本设计机组是基本负荷运行的机组兼调峰运行，基于以上特点结合现有技术，采用整段转子，故本设计机组采用（a）图所示的通流部分形状（a) (b) (c)4.1非调节级的级数的确定4.1.1全机第一非调节级平均直径的确定（1）全机第一非调节级平均直径和全机末级平均直径的确定通流部分各级直径的选择还要考虑使整个通流部分平滑变化，以便利用余速，使机组有较高的效率。其中第一非调节级直径大小对通流部分的成型影响较大，由于调节级是部分进气，与第一非调节级不同，因此这两级的不能相等，否则就不能保证第一非调节级进气均匀，一般两个直径

38、之差不小于50-100mm。由于调节级平均直径已确定，这里选取 =1.052m。（2）末级动叶出口的连续方程，适当变化后，得： 2期望取90度，为全机总焓降1869.2kj/kg 余速损失系数。在0.0150.03之间，取0.02。排汽比容，查得大概为24.5868m3/kg。径角比，根据机组容量大小选择，取2.45。末级蒸汽流量，是新蒸汽量扣除各级回热抽汽量总和后的数值。939.728t/h对于关键直径的拟定见表。汽轮机各关键平均直径的拟定 表8级数调节级高第一非调高末级中一中末低一低末直径（mm）1121105211341380146217002340（3）各缸非调节级级数的确定汽轮机非调

39、节级的确定，可以采用图解法。要确定非调节级通流部分平均直径的变化规律。具体的做法就是在坐标纸上，横坐标BD表示本汽缸第一和最后一级之间的中心距离，BD的长度可以任意选择，一般可以取25cm左右；纵坐标一表示本缸第一级的平均直径，表示本汽缸各级平均直径。用一条逐渐上升的光滑曲线打A，C两点连接起来，该曲线就表示本汽缸各级的平均直径的变化规律。4.1.2各缸非调节级的确定 1）高压缸1、高压缸平均直径的确定高压缸各级平均直径的拟定 表91234567891.0521.0721.0801.0901.0991.1081.1171.1271.1340.6440.6490.6510.6530.6550.6560.6570.6630.669=1098mm2、高压缸非调节级级数的确定 级的理想焓降可用下式确