汽轮机课程设计.doc

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1、 内容摘要 50MW凝汽式汽轮机最末级的热力核算，分为设计工况和变工况，首先核算设计工况的各个参数，得出级效率和级的内功率；由已知终总参数用倒序法核算末级变工况，最终算出变工况下的级效率，级的内功率和反动度，分析比较工况改变会带来哪些影响。关键词 最末级 设计工况 变工况 倒序法 目 录一 概述. 3 1.1 背景. 3 1.2 概念. 3 1.3 方法. 3 1.4 设计完成的工作. 3二 原死数据. 4三 设计工况下的热力核算. 53.1 查值. 53.2 喷嘴出口气流速度及喷嘴损失. 53.3 动叶进出口速度及能量损失. 63.4 级效率与内功率. 83.4.1 轮周功及其效率. 83.

2、4.2 级后各项能量损失. 93.4.3级效率和级内功率. 113.5 轴向推力的计算. 11四 变工况下的热力核算. 11 4.1 原始数据. 11 4.2 动叶热力计算. 12 4.2,1 确定排汽状态点和动叶出口状态点. 12 4.2.2 动叶栅计算. 14 4.2.3 喷嘴的热力计算. 15 4.2.4 级的功率与效率的计算. 18五 分析与讨论. 18六结论. 22参考文献 一概述 1.1 背景随着电力需求的迅速增长，电力负荷的多样性及可变性在所难免，而电能的不可储藏性决定了发电机组的工况必须随着电力负荷的变化而变化。所以发电机组常常需要偏离设计工况运行。作为发电机组的原动机，汽轮机

3、也必然受到变工况运行的影响。汽轮机整机变工况热力核算是建立在单级核算基础上的，因此研究单级热力核算对于顺利完成整机热力核算任务有重要意义。鉴于此我们选择50MW凝汽式汽轮机变工况热力核算。 1.2 概念汽轮机在设计参数下运行称为汽轮机的设计工况，由于汽轮机的主要尺寸基本上是按设计工况确定的，而汽轮机功率在运行时将根据外界的需要而变化，汽轮机参数均有可能变化，从而引起蒸汽流量，各级参数及功率的变化，称为汽轮机的变工况。为了估计汽轮机在新工况下运行的经济性，可靠性与安全性，有必要对新工况进行热力核算，核算项目有喷嘴，动叶前后参数，级效率，级功率，反动度等。1.3 方法汽轮机变工况的核算方法很多，当

4、新工况偏离设计工况不远时可以用近似估算法，偏离较远时或在特殊工况，就需要进行逐级核算求取级的各项参数。汽轮机逐级核算一般有两种方法：顺序法，倒序法；由已知级前参数依次向后计算，从而求得喷嘴后和动叶后的参数的方法称为顺序法，倒序法是已知级后参数倒推计算依次求得动叶前和喷嘴前的参数。顺序法一般用于求喷嘴和动叶全部是亚临界的情况，超临界时用顺序法求解困难，由于本变工况设计为超临界的，并且已知最末级的排汽压力和排汽焓，所以宜选用倒序法核算。1.4 设计应完成的工作根据计算准确度的要求不同，热力核算可采用详细的热力核算，也可以采用近似的算法。本次设计要求的是单级的详细热力核算。由给定的不同的原始条件，单

5、级的详细热力核算又分为顺序计算和倒序计算两种基本方法，以及将这两种算法结合起来的混合算法。本设计采用以给定的变工况后的级后状态为起点，由后向前计算的倒序法对某型汽轮机最末级进行详细的变工况热力核算。要求在规定的时间内，按规范完成设计说明书，并通过指导老师组织的小型答辩二原始数据流量G=33.6kg/s，喷嘴平均直径dn=2.004m，动叶平均直径db=2.0m，级前压力p0=0.0134Mpa，级前干度x0=0.903，喷嘴圆周速度u1=314.6m/s，动叶圆周速度u2=314m/s，反动度m=0.574，级前余速动能hc0=11.05kJ/kg，喷嘴速度系数=0.97，喷嘴出汽角1=182

6、0，喷嘴高度ln=0.665m，喷嘴出口截面积An=1.321m2；级后压力p2=0.0046Mpa，级后干度x2=0.866，动叶出口截面积Ab=2.275m2，动叶出汽角2=3254。三 设计工况下的热力核算 3.1. 查值根据已知条件：级前压力 p0=0.0134MPa ，级前干度 x0= = 0.903 查 水 蒸 汽 性 质 计 算 软 件得 ： t0=51.65 h0=2363.56 kJ/kgs0=7.3363 kJ/(kg)v0=10.060265m3/kg同理，由 P2=0.0046 Mpa, X2=0.866查得 t2=31.4 s2=7.356 kJ/(kg) h2=22

7、32.95 kJ/kg V2=26.4070899 m3/kg假定蒸汽在本级的过程为等熵过程, P2=0.0046 Mpa，s0=7.3363 kJ/(kg) 查得： t2t=31.4 h2t=2226.97 kJ/kg v2t=26.3318655 m3/kg X2t=0.8635 从而得整个末级的理想比焓降： 3.2 喷嘴出口气流速度及喷嘴损失喷嘴前的滞止参数为: 由h0* =2374.61kJ/kg,s0=7.3363 kJ/(kg)查得：p0*=0.01453864Mpa，t0*=53.32，v0*=9.35155 m3/kg，x0*=0.9062喷嘴截面形状计算：经验系数: 临界压比

8、： 喷嘴中的理想比焓降： 喷嘴中的滞止理想比焓降： 喷嘴后的理想比焓： 从而查得： p1=0.00861654 MPa，t1t=42.93,v1t=14.9542459m3/kg，x1t=0.886喷嘴前后压比： 所以蒸汽在喷嘴中的流动状态为亚音速流动，所以为渐缩喷嘴且喷嘴出口压力等于p2 。 喷嘴出口气流理想速度： 喷嘴出口气流实际速度： 喷嘴损失： 3.3动叶进出口速度及能量损失动叶中理想比焓降： 动叶进口气流方向角： 动叶进口气流速度： 动叶进口速度动能： 动叶滞止比焓降: 动叶出口气流理想速度： 查图得动叶速度系数=0.95动叶出口气流实际速度： 动叶出口绝对速度之方向与大小： 由于为

9、亚音速流动，所以喷嘴出口汽流出口角等于喷嘴出汽角1=18020,而且由已知条件可以做出动叶的进出口三角形： 图3-2 动叶损失： 余速损失： 求动叶高度lb：动叶栅进口高度:已知ln=665mm,由书P37表2-3查得：Dr=1.5mm ，Dt=3.5mm，得到： 动叶入口高度： 则动叶出口高度： 3.4 级效率与内功率3.4.1 轮周功及轮周效率 无限长叶片轮周有效比焓降为 轮周效率： 单位质量蒸汽对动叶所作轮周功为: 轮周效率: 用式（3-4-2）和（3-4-4）计算得到轮周效率应相等，不过常存在误差，其误差要求为： 叶高损失： 轮周有效比焓降： hu=hu-hl=112.18 kJ/kg

10、 (3-4-7)在允许误差范围内，说明前面计算正确。 3.4.2 级后各项能量损失叶轮摩擦损失： 其中u=(u1+u2)/2=314.3 m/s , V2=26.4070899 m3/kg 隔板漏汽损失: 求叶顶漏气损失 ： 从而得动叶出口实际比焓： 由p1和h2查得：t2=42.93 ，s2=7.1273 KJ/(Kg*) kJ/(kg)，v2=14.4894420m3/Kg m3/kg，x2=0.8585。动叶蒸汽流量： b=P2/P1=0.5338 所以在动叶为超音速状态，即蒸汽在动叶的流动为超音速流动，则： 由h1*与s1查得：p1*=0.009MPa ，v1*=14.2868482

11、m3/kg x1*= 0.8897 由pcr与hcr查得：vcr =23.5676845 m3/kg 由p1=0.00861654Mpa和h1=2309.463 kJ/kg 查得v1=14.983 m3/kg，x1=0.8877 动叶漏汽损失： 级内有效比焓降： 叶顶漏汽损失： 湿汽损失： 3.4.3 级效率和级内功率1) 级效率的计算 级的有效焓将： 级效率： 2) 级内功率的计算 3,5 轴向推力的计算 轴流式汽轮机所受蒸汽的轴向推力由以下四部分组成：1 作用在全部动叶片的轴向力Fz12 作用在叶轮面和轮毂部分的的轴向力Fz23 作用在转子凸肩上的轴向力Fz34 作用在轴封凸肩上的轴向力F

12、z4，因轴封凸肩很小，故这一部 分的轴向力也很小，在实际计算中往往不予考虑。 四. 变工况热力核算4.1 原始数据流量G=33.6kg/s，喷嘴平均直径dn=2.004m，动叶平均直径db=2.0m，级前压力p0=0.0134Mpa，级前干度x0=0.903，喷嘴圆周速度u1=314.6m/s，动叶圆周速度u2=314m/s，反动度m=0.574，级前余速动能hc0=11.05kJ/kg，喷嘴速度系数=0.97，喷嘴出汽角1=1820，喷嘴高度ln=0.665m，喷嘴出口截面积An=1.321m2；级后压力p2=0.0046Mpa，级后干度x2=0.866，动叶出口截面积Ab=2.275m2，

13、动叶出汽角2=3254。变工况条件：G1=40.32kg/s， p21=p2=0.0046Mpa, h21=2311 kJ/kg解：由该级级后的蒸汽状态向级前进行计算叶热力计算 4.2 动叶热力计算 4.2.1 确定排汽状态点和动叶出口状态点根据题意h21=2231kJ/kg,p21=0.0046Mpa,由查得v21=26.383m3/kg ，x21=0.8652,s21=7.3495 7.3495 KJ/(Kg*)得到排气点1，如图4-1所示，在进行核算前，用近似法估算设计工况下，动叶山口处音速为： 而w2=392.2455m/s,w2a可知末级动叶片出口是超临界的。 变工况下，流量增大，则

14、动叶出口速度更是超音速。因此，可用压力与流量成正比的关系求出 . (4-2-3) 喷嘴前压力： Mpa. (4-2-4)为确定动叶出口的蒸汽状态，而需要先估算变工况下级的几项损失： 在h-s图上由点1沿P21等压线截取h=49.666KJ/Kg,则得动叶实际出口状态点2，有h21=2261.334KJ/Kg，. x21=0.8777 , v21=26.7637103 m3/Kg 4.2.2动叶栅计算 欲求动叶出口实际速度，考虑到动叶出口速度是超临界的，故不能用连续性方程式计算，为此需先求取动叶喉部的临界压力(p21)cr ，(2)cr。 为求可作假想过程线2-4,并在其上选取不同的点及其相应的

15、，假定这些点为临界值，按下式计算。 按上式求出数据如表4-1所示。表4-1（p2）cr (MPa) 0.00543467 0.00640486 000753064 0.008834（kg/cm2） 1/23 1/19.819 1/17.1152 1/14.8(kg/m2 s）16.28755 19 22.226 25.887 动叶实际出口速度： 动叶出口偏转角： 作动叶出口速度三角形，由速度三角形求出或按下式求: 校核余速损失： 为此，重新确定点1，h21=2261.334kJ/kg，考虑到余速损失之间的差值不大，因此，动叶损失： 沿p21线从2 点向下截取hb=10.88998kJ/kg得点

16、3，h31=2250.4442kJ/kg,V31=26.62687 m3/Kg,x31=0.8732。动叶滞止理想焓降： 由动叶出口理想状态点3向上hb1*=111.69(kJ/kg)，得动叶进口滞止状态点4*：p4*=0.01091Mpa,v*=12.242 m3/Kg。初估计动叶理想焓降： 式中取设计值 由点3垂直向上截取=102.72kJ/kg得动叶进口状态点4,查得p41=0.01029151Mpa与估计值较接近， V41=12.9024127 m3/Kgv41,=0.9036 校核动叶假想过程线无误，不需重新拟定。 4.2.3. 喷嘴的热力计算 暂不考虑撞击损失，因其数值小，影响不大

17、，则可认为点4即是喷嘴出口的蒸汽状态点。 式中=1.035+0.1=1.035+0.1x0.93=1.12536。 因为，则汽流在喷嘴斜切部分发生偏转，但与相差很小，偏转角不大，故先暂不考虑偏转，先算出动叶实际进口速度，以便初步校核。 重定点4，由点3垂直向上取hb1=102.265(kJ/kg)得点4，此时，P11 = 0.0102563 MPa,v41=12.9421635 m3/Kg, x41= 0.9034。再求喷嘴喉部的临界压力。作喷嘴假想过程线7-4，并在其上取点4，4,查得 ,之值，再按下式求。 计算结果如表4-2所示。表4-2 （Mpa） 0.0102563 0.0107313

18、5 0.01122669 （kg/） 1/12.9421635 1/12.423946 1/11.93 （kg/) 29.863 31.177 32.54 当=30.52kg/（）时，由表4-2用插值法求得=0.010493825Mpa，=1/12.683kg/。计算汽流偏转角： 根据动叶进口速度三角形有： 校核： 此值与=102.265J/kg相差甚微，则以=102.61kJ/kg为最后确定值.计算撞击损失。 撞击损失： 沿线由点4向下截取0.2222kJ/kg得喷嘴实际出口状态点5（实际上因0.2222值很小，点4与点5重合),h51=2353.6678 kJ/kg.喷嘴损失： 估算喷嘴理

19、想焓降： 式中c01和c11取设计值，待对上一级进行变工况计算后，才能对此值进行校核。 由点6向上截取=687.1kJ/kg，得喷嘴进口状态点7，此时，=0.0168Mpa(与估算值接近），Xo1=0.9212,h71=2416.0478kJ/kg。取等于设计值，即=11.05KJ/kg，由点7垂直向上截取11.02KJ/kg，得喷嘴进口滞止状态点8。查得: 4.2.4 级的功率与效率计算 级的理想能量：=78.15+102.61=168.18 KJ/kg.(4-2-39)轮周有效焓降： 轮周效率： 校核各项损失：叶高损失： 摩擦损失： 漏汽损失： 级平均干度： 湿气损失： 级的有效焓降为:

20、级的内效率为 内功率为： 变工况后的功率增加值： 反动度的计算： 设计工况和变工况相关参数的比较：表4-3序号名称设计工况变工况 1喷嘴损失（kJ/kg） 4.09 4.72 2动叶损失（kJ/kg） 8.3 10.8898 3余速损失（kJ/kg） 22.8 34.5 4叶高损失（kJ.kg） 0.27 0.313437 5摩擦损失（kJ.kg） 0.149767 0.14777 6漏汽损失（kJ/kg） 0.6625 0.7675 7湿汽损失 (kJ/kg) 12.95679 13.0988 8反动度 （1） 0.574 0.56766 9轮周效率 （%） 76.165 72 10级内效率

21、 （%） 66.6 64 11级内功率 （kw） 3306.244677五 分析与讨论汽轮机在设计工况和变工况下运行的各个参数不一样，在设计工况下汽轮机的效率最高，经济性好，而且安全可靠，变动工况效率降低，并且负荷变化越大，效率降低就越多。从上比较表可以清晰看出设计工况的经济性好，我们通常希望汽轮机工作与设计工况下，但目前的机组大多参与调峰，其功率随着外界的负荷的变化而变化，偏离设计工况不远时，其参数值改变不大，该型汽轮机的设计流量为33.6kg/s,要求设计流量增大到40.32kg/s时最末级的工况设计，级在变工况下内效率降低的原因：（1） 工况变动时，汽轮机的理想焓降回发生变化，引起动叶进

22、口处的速度三角形发生变化，相应的气流相对速度(w1)的大小和方向角也会发生变化，这样，气流将对动叶的进汽边的内弧或背弧产生撞击，该变工况的理想比焓降从136.59kJ/kg增大到180.5kJ/kg,喷嘴出口汽流速度增大，而圆周速度几乎没有变化，那么w11w1,使汽流角发生变化，111,汽流会冲击在动叶的内弧上，这种情况下冲角为正值（9度），从而引起动叶的附加损失（撞击损失），该损失值为0.2222kJ/kg,这就使得级的内效率降低。（2） 工况变动时级内反动度的变化，级的理想比焓降增大了44kJ/kg,从动叶通道出口的流量大于其进口流量，不满足动叶通道中的连续性。为了满足蒸汽在动叶通道中的连

23、续性，则一定是动叶出口速度w21相应地有所减小，说明动叶中的比焓降减小了，那么级的反动度就会减小。（3） 从上表4-3可以看出余速损失从22.8kJ/kg变为34.4kJ/kg,这是由于动叶出口的绝对速度值增大（由213.6m/s增为262.7m/s）,而最末级的余速利用系数u=0，该余速损失的增加使级的内效率减小。 设计工况下级的内效率比设计值低的原因： （1）设计工况下计算的效率偏低，是由于没有考虑到级前余速动能只是部分被最末级利用，计算时将hc0=11.05 kJ/kg全部算在内，使该机的理想能量Eo有所增大从而使级的内效率降低。（2） 隔板漏气损失在最末级是可以胡略不用计算的，但我计算

24、了隔板漏气损失hp=0.0573466 kJ/kg，这就导致了级的内效率实际设计效率小。 由表4-3还可知变工况的叶轮摩擦损失减小，这是由于该损失是随着体积流量的增大而减小的。六 总结 在进行汽轮机热力设计时，除了按设计工况（经济工况）对机组通流部分进行热力核算外，还需对变工况进行热力核算，以取得这些工况下机组的经济性指标，并为机组主要零部件强度计算和和运行提供数据，以保证机组安全，经济运行。其核算方法有逐级核算和近似核算两种主要方法，由于顺序法适用于喷嘴和动叶中全是亚临界流动的情况，所以不宜选用顺序法，根据已知排汽压力和排汽焓由后及前进行核算。用倒序法进行核算时首先要判断蒸汽在动叶通道中的流动是否是超临界状态，据此判断能否用流量连续方程求动叶实际出口速度。 参考文献1. 冯慧雯.汽轮机课程设计参考资料M.北京：中国电力出版社，1998.2. 李维特，黄保海.汽轮机变工况热力计算M.北京：中国电力出版社，2001.3. 康松.汽轮机习题集M.北京：水利水电出版社，1994.4. 王乃宁，张志刚.汽轮机热力设计M.北京：水利电力出版社，1987.5. 黄树红. 汽轮机原理M.北京：中国电力出版社，2008.