双抽调节式汽轮机热力设计设计

双抽调节式汽轮机热力设计设计

本科毕业设计（论文）

25MW双抽调节式汽轮机热力设计

学 院 材料与能源学院 专 业 热能与动力工程（热电方向）

1

双抽调节式汽轮机热力设计 25MW XXX

材料与能源学院 1

广东工业大学毕业设计任务书

题目名称 学生学院 25MW双抽调节式汽轮机热力设计 材料与能源学院 08级热能与动力工程(热电方专业班级 向)2班 姓 名 学 号 XXX XXXX 一、课程设计的内容

设计CC25/8.83/4.0/1.0双抽调节式汽轮机，主要内容为原则性热力系统设计及通流部分热力设计。

汽轮机原则性热力系统设计：确定主蒸汽和再热蒸汽系统、旁路系统、回热加热（回热抽汽及疏水）系统、给水系统、除氧系统、主凝结水系统、补水系统、锅炉排污系统、供热系统、厂内循环水系统等。

级的通流部分设计：根据给定设计参数完成对汽轮机的焓降分配，级数选择，速比和叶型选取，效率假定并验证等一系列过程；

绘制原则性热力系统图和汽轮机主要部件图。

二、课程设计的要求与数据

课程设计的要求是：

(1) 分析并确定汽轮机热力设计的基本参数，如汽轮机容量、进汽参数、转速、排汽压力或循环水温度、回热加热级数及给水温度、供热汽轮机的供汽压力等。

(2) 分析并选择汽轮机的型式、配汽机构型式、通流部分形状及有关参数。 (3) 拟定汽轮机近似热力过程线和原则性热力系统，进行汽耗量与热经济性的初步计算。

(4) 根据汽轮机运行特性、经济要求及结构强度等因素，比较和确定调节级的型式、

1

比焓降、叶型及尺寸等。

(5) 根据流通部分形状和回热抽汽压力要求，确定压力级的级数，并进行各级比焓降分配。

(6) 对各级进行详细的热力计算，求出各级流通部分的几何尺寸、相对内效率和内功率，确定汽轮机的实际热力过程线。

(7) 根据各级热力计算的结果，修正各回热抽汽点压力以符合实际热力过程线的要求。

(8) 根据需要修正热力计算结果。 (9) 绘制流通部分及纵剖面图。

三、课程设计应完成的工作

按照给定的设计条件,确定流通部分的几何参数，力求获得较高的相对内效率。就汽轮机课程设计而言其任务通常是指各级几何尺寸的确定及级效率和内功率的计算。

选择合理参数，保证所设计的汽轮机具有较高的效率和较低的成本，便于安装和检修，并保证在所有的允许工况下具有较高的可靠性。

每个学生应在规定时间内，独立完成所选题目。运用流体力学、工程热力学相关知识，设计出相应汽轮机。要求清楚地分析问题、确定汽轮机类型、提出算法、列出公式及数据，最后用公式验证，完成汽轮机设计，并且提交程序说明书。

四、课程设计进程安排

序号 设计各阶段内容 地点 起止日期 布置课程设计任务书；讲述课程设计教1 注意事项；讲述汽轮机热力设计基本室 参数的确定过程。 3.16-4.9 4.102 做好设计前的准备工作；查阅参考资学 1

序号 设计各阶段内容 地点 起止日期 料，掌握并确定汽轮机设计方法和步生 -4.2骤。 宿舍 学3 初步完成热力计算 生 宿舍 学4 完成汽轮机通流图 生 5.13宿舍 5 课程设计答辩 教6.4--6.3 4.25-5.12 4 室 6.6 五、应收集的资料及主要参考文献 [1] 黄新元 . 热力发电厂课程设计[M] ．北京:中国电力出版社,2004． [2] 康松、杨建明、胥建群 . 汽轮机原理[A] . 中国电力出版社，2000.

[3] 沈士一，庄贺庆，康松，庞立云 . 汽轮机原理[A] . 水利电力出版社，1992. [4] 翦天聪主编 . 汽轮机原理[A] . 中国电力出版社，1992 .

1

[5] 冯慧雯主编 . 汽轮机课程设计参考资料[A] . 水利电力出版社，1992. [6] 叶涛 . 热力发电厂[M] ．北京：中国电力出版社，2006.

[7] 黄秀华 ．我国首台200MW双抽凝汽两用机组特点及应用[J] ．长春：东北电力设

计院，1995.

[8] 王兴国,高志 . 引进型200MW双抽供热汽轮机技术特点简介[J] ． 河北：河北省电

力试验研究所，2002．

[9] 王钟，黄涛 ．200MW供热机组热力系统优化设计[J] ．长春东北电力设计院，2003 [10] 付昶，武学素，李晗 ．200MW机组双抽凝汽式汽轮机性能分析[J] ．西安：国电热

工研究院，2004．

[11] 崔增娥，张俊芬，秦立峰，吴泽谦 ．双抽机组工况图的画法分析[J] ．哈尔滨：哈尔

滨汽轮机厂有限责任公司，2005.

[12] Klaus M. Retzlaff ，W. Anthony Ruegger . Steam Turbines for Ultrasupercritical

Power Plants[R] . GE power system Schenectady ，1975.

[13] Carl A. Pasurka Jr . Decomposing electric power plant emissions within a joint

production framework[J] . U.S. Environmental Protection Agency , 2004．

发出任务书日期： 2012 年 3 月 16 日 指导教师签名：

计划完成日期： 2012 年 6 月 6 日 基层教学单位责任人签章：

主管院长签章：

1

设计总说明

25MW双抽调节机组是工业企业自备电厂和热电厂的主要机型，同单纯背压式和凝汽式汽轮机相比其设计过程要复杂的多，因而其热力系统及结构设计水平对于电厂的经济性、安全性具有重要意义。

本设计的总体思路是对25MW双抽调整式工业汽轮机进行原则性热力系统计算以及设计其通流部分，根据原则性计算的结果，对汽轮机的基本尺寸进行计算，再根据基本尺寸做出汽轮机通流部分的结构图。

其中原则性热力计算包括汽水平衡、加热器热循环、回热系数等参数的计算。除此之外，还要确定辅助系统的选型，如主蒸汽系统、旁路系统、回热系统、给水系统、除氧系统、主凝结水系统、补水系统、锅炉排污系统、供热系统、厂内循环水系统等。

该设计的另一项工作是，根据已知数据以及工业设计标准，计算调节级与压力级的焓降分配，估算汽轮机通流部分的基本尺寸，确定汽轮机的流通部分的结构，校核其整机效率，设计符合工业生产的双抽机组，并绘制了详细的热力过程线及通流部分结构图。

关键词：双抽，工业汽轮机，热力系统，

注：本设计题目属于自选题目

1

General Introduction of the Design

25 MW dual-extraction turbine mainly services in self-provided power plant of industrial enterprise. Compared with pure back pressure turbine and pure condensing turbine , its design process is more complicated . Thus its thermodynamic system and structure design is greatly significant for the power plant both in economy and safety. It is a design for 25MW industrial dual-extraction steam turbine .The general idea focus on the calculation of thermal circulation, as well as the design of the flow path sections according to the result of the calculation above. The size of the turbine also needs to be calculated, and it decides the structure chart of the turbine flow path . The thermodynamic calculation includes the balance of stream, thermal cycling of heaters, heat recovery rate, and so on. In addition, it’s important to determine the auxiliary system, such as main steam system, bypass systems, heat recovery systems, feedwater systems, deaerator systems, the main condensation system ,water replenishing, boiler blowdown systems, heat supply systems , plant circulating water system and so on . Another work of the design is the calculation for the enthalpy drop allocation of governing stage and the pressure stages base on the given data and industrial design standards. It's necessary to estimate the basic size of the turbine, and then determine the structure of the flow path section. Finish the job after verification of its overall efficiency. Make it a qualified dual-extraction unit for industry. In the end, draw a detailed thermodynamics process chart and a structure chart of flow path section .

Key words: dual-extraction, industrial steam turbine, thermal circulation

1

目录

1 绪论 ...................................................................................................................................... 1 2 全面性热力系统的设计 ...................................................................................................... 2

2.1 原则性热力系统的设计 ........................................................................................ 2

2.1.1 整理原始数据 ..................................................................................... 2 2.1.2 计算回热抽汽系数和凝气系数 ......................................................... 3 2.1.3 新汽量D0计算及功率校核 .............................................................. 6

2.2 辅助系统的选定 .................................................................................................... 8

2.2.1 主蒸汽以再热系统的选定 ................................................................. 9 2.2.2 回热加热系统（回热抽汽及疏水）的选定 ..................................... 9 2.2.3 给水系统的选定 ............................................................................... 11 2.2.4 除氧系统的选定 ............................................................................... 12 2.2.5 补给水系统的选定 ........................................................................... 13 2.2.6 锅炉排污系统的选定 ....................................................................... 14 2.2.7 供热系统的选定 ............................................................................... 15 2.2.8 厂内水循环系统的选定 ................................................................... 15 2.2.9 旁路系统的选定 ............................................................................... 17

3 汽轮机通流部分的设计 .................................................................................................... 18

3.1 主要参数 .............................................................................................................. 18 3.2 双抽基本参数分段计算 ...................................................................................... 18

3.2.1各段实际比焓降的计算 ...................................................................... 19 3.2.2各段进汽量和总功率的计算 .............................................................. 20

3.3 调节级的详细热力计算 ...................................................................................... 22 3.4 第一压力级的详细热力计算 .............................................................................. 28 3.6 热力计算数据汇总 .............................................................................................. 34 3.5 整机相对内效率核算及修正 .............................................................................. 44

结论 .......................................................................................................................................... 44 参考文献 .................................................................................................................................. 45 致谢 .......................................................................................................................................... 47

1

1 绪论

双抽机组在工业生产上的运用方兴未艾，不仅能直接给企业供电，还能给特殊企业如造纸业、制糖业供应高温蒸汽，还能在冬季将低温蒸汽输往居民区以获取客观的经济收益。特别是在供暖方面，工业双抽汽轮机比电厂更有优势，因为电厂远离居民区，缺乏输送条件。在环保节能的时代主题下，蒸汽轮机热效率以及排气热损失备受关注，而汽轮机的排汽热损失的控制的重要方法是，通过设备的设计方面增加回热级数来加以控制，还可以通过计算精确微调来减少汽轮机的排气损失，本设计通过回热设计来实现热效率的提高。工业上，用双抽机组将部分做过功的蒸汽抽走供给工业用气和采暖,剩余少量的蒸汽排入后汽缸被冷凝成水。这样就减少了排汽热损失。因此在运行中要多带抽汽,一方面减少了后汽缸的进气量,降低了汽轮机的排汽热损失,提高了汽机热效率。另一方面在多带抽汽的同时发电热耗会降低很多。效率高的机组要多带负荷。相同的机组会因为在安装和制造上的不同,造成运行中效率有高有低。简单地说真空越高,排往后汽缸的汽越少,汽轮机后汽缸以及抽汽系统的密封性越好,汽轮机转子的做功能力就越强,汽轮机组的效率就越高。中国是目前世界上第二位能源生产国和消费国。但人均能源占有量仅为世界人均值但按人均计算，我国则是能源的贫国，消费水平仅为世界平均水平的1／3左右，同时中国的能源利用率较低，目前仅为32%左右，与发达国家的能源利用率40%~50%相比，存在着较大的差距，而单位国民生产总值能耗却是发达国家的3~4倍。所以节约能源已成为我国能源体系的一项重要的方针。

本设计是对CC25-8.83/4.0/1.0型双抽凝汽式机组进行热力系统的设计，

在基本

热力计算计算基础上，确定各种工况下的机组热耗率等经济指标。

1

2 全面性热力系统的设计

发电厂的全面性热力系统是在原则性热力系统的基础上充分考虑到发电厂生产所必须的连续性、安全性、可靠性和灵活性后所组成的实际热力系统。全面性热力系统是原则性热力系统基础上配合局部系统构成。发电厂全面性热力系统一般由下列局部系统组成：主蒸汽和再热蒸汽系统、旁路系统、回热加热（回热抽汽及疏水）系统、给水系统、除氧系统、主凝结水系统、补水系统、锅炉排污系统、供热系统、厂内循环水系统和锅炉启动系统等。全面性热力系统图见附图A8。 2.1 原则性热力系统的设计

[1] 用规定的符号表示热力设备及它们之间的连接关系时就构成了相应的热

力系统图，发电厂原则性热力系统表明能量转换和利用的基本过程，它反映了发电厂动力循环中工质的基本流程、能量转换与利用过程的完善程度。热力系统的完善程度是用热经济指标反映的，因此可以通过发电厂原则性热力系统计算出发电厂热经济指标。发电厂原则性热力系统称为计算热力系统。本设计原则性热力系统见附图A1。

2.1.1 整理原始数据

机组类型： CC25-8.83/4.0/1.0 蒸汽初参数 p0=8.83MPa, t0=535℃ 排汽压力 pc0.0031MPa 给水温度

tfw210℃

抽汽压力： 工业抽汽压力 4.0MPa

采暖抽汽压力 1.0MPa

轴封汽量αsg =0.016

选定汽轮机组的型号为CC25-8.83/4.0/1.0双抽调整式供热机组。此汽轮机分为单

1

缸、单轴的双抽调整式汽式。该汽轮机共有五级回热抽汽，其中第三，六级为调节抽汽，调节范围分别为：0.78~1.27MPa、0.118~0.29MPa，抽汽压力分别取为：4MPa，1MPa。第三级抽汽作采暖系统中的尖峰加热器PH的用汽，第六级抽汽除作H6用汽外，还作采暖系统中基本加热器BH的用汽。此外，第一、二级抽汽分别供H1、H2两台高压加热器用汽，第四级抽汽供除氧器用汽、辅助蒸汽用汽，第五、七、八级抽汽分别供H5、H7、

图2-1 原则性热力系统图

2.1.2 计算回热抽汽系数和凝气系数 (1)由高压加热器H1热平衡计算1

dj(hjhwj)jfw(hwjhw(j1))d1(h1hwhfw(hw1hw2)1)

（2.1）

则

1=fw(hw1hw2)

d(h1hw1)h907785 =

（3210925）0.99

1

=0.05393 物质平衡的H1疏水份额

s1

s1=1=0.05393

（2）由高压加热器H2热平衡计算2

由于机组功率小，除氧器直接使用电动泵，故不考虑上游给水泵的焓降

ddd[2(h2hw)(hh2d1w1w2)]hhw2hw3

(hh)/hd1(hw1hw2) 2=w2w3 dh2hw2（785684）/0.990.05393（925800） =

3083188.4dd =0.02152 物质平衡得H2疏水

s2

d2=d1+2=0.05393+0.02152=0.07545

（3）H3（除氧器）计算

由除氧器H4热平衡计算3，以除氧器进水焓为基准，根据除氧器的热平衡得

[3(h3hw4)sg1(hsg1hw5)f(hfhw5)]hfw(hw4hw5)

d(hw3hw4)/hd2(hdw2hw4) 3= dh3hw4（684341）/0.990.07545（188.4341） =

3083341 =0.130516 除氧器进水量（主凝结水量）

c4,由除氧器物质平衡得

c3=1-3-s2=1-0.13.516-0.07545=0.794035

（4）由低压加热器H4热平衡计算4

d(h4hw4)hc3(hw4hw5)

1

4=

c4(hw5hw6) d(h5hw)5h0.794035（237103）=0.034405

2785361 =

物质平衡的H4疏水份额d4

d4=4=0.034405

(5)由低压加热器H5、轴封加热器SG构成一整体的热平衡计算5

ddd[5(h5hwhc3(hw5hc) 5)d4(hw4hw5)]

5=c4(hw5hw6)-c4(hw5hw6)d(h5hw5)h

）/0.990.0374（361103） =0.794035（2371032631103 =0.034405

(6)凝汽系数

c的计算

c

1)由第7级低加出口混合点的物质平衡或者由热井热物质平衡平衡得 cc3d45 =0.794-0.034405-0.039 =0.7046

2）由汽轮机通流部分物质平衡平衡得

15i12345

=0.7046

c1isg15

=1-（0.05393+0.02152+0.13058+0.0344+0.03858）-0.016

两种方法的计算结果一致，证明计算正确

1

1

表2.1 CC25-8.83/4.0/1.0型双抽调整式机组回热系

统计算点参数

项目 单H1 H2 H3H4 H5 SG C 除位 氧 抽气压力M2.21.21.270.00.0— 0.0 Pa 58 75 5 64 224 0 pj' 5 5 5 — — 抽汽管压% 3 3 '损△pj 加热器汽M2.11.21.21 0.00.00.0— '6 2 98 侧压pj Pa 9 4 抽汽温度 ℃ 384317317.15371.— — .2 .4 4 .1 4 tj 抽汽焓 kJ321308308278263— 2 2/k0.03.13.80 5.40.867 hj g 6 8 9 2 饱和水温℃ 217189188.86.61.99.24..03 .33 39 27 41 04 6 度tsj 饱和水焓 kJ929804800.3612574110/k.93 .59 38 .27 .04 5.03.1h g 6 7 0 3 3 — 0 加热器上℃ -1.7 0 端差 δt 加热器出℃ 385317317.15068.35.— .9 .4 4 .1 4 3 口水温 加热器水M12.12.0.89 1.81.81.8— 1

加热蒸汽被加热水

Pa 侧压力p 加热器出kJ口水焓 /kg 疏水端差 ℃ 疏水出口℃ 疏水温t'd 水疏水焓kJ/khdwj g

7 2982.20 5.6 323 7 1442.28 5.6 323 4 4 4 309633287— 24. 1.46 .52 .80 6 — 5.6 5.6 — — — 74 40.— —

9 309171— —— .80 .31 3073092.25.25 9 2.1.3 新汽量D0计算及功率校核 (1)汽轮机内功计算： 凝汽的比内功

wic为

wic=h0hc

=3476.6-2266.7 =1234.9

Dco

3600pe103wicmg

3600250001031234.90.990.975 =76.56 （t/h） (2)计算D0 根据

Yjhjhcwic （2.2）

1

各级抽汽做功不足系数Yj如下：

Y1h1hc321022670.784wic1234.9 =

Y2h2hcwic=0.681417

Y3h3hc0.681916 wic

Y4h4hc0.44035 wic

Ysghsghcwic1 Y5h5hc0.315098 wic

jhj,jYj和Dj的计算数据见表2.2

项目 1 2 3 4 5

表2.2 h,Y和D 的计算数据

αj hj αjhj Yj αjYj Dj=αjDojjjjj（t/h） 0.054 0.022 0.131 0.034 0.042 3210 3083 3084 2785 2631 173.12 66.35 402.48 95.83 111.55 0.784 0.681 0.682 0.440 0.315 1

0.042 0.015 0.088 0.015 0.013 13.18 5.26 31.90 8.41 10.36

c 0.039 3210 88.02 — 0.000 sg 0.016 3083 55.63 1 0.016 ∑αj— — 992.27 ∑αjYj 0.189 hj 于是，抽汽做功不足汽耗增加系数为

9.52 3.91 244.39 1/(1jYj)=1.23527

则汽轮机纯凝工况下新耗气量

D0为

D0Dc076.561.23594.5516（t/h）

加上150t/h的补水，则额定抽汽工况下新汽量为Do=244.55t/h

(3)汽轮机功率校核: 1kg新蒸汽比内功wi为

wih0(jhjchcsgjhsgj)

118s =3476.6-992.3=2484.3 据此可得汽轮发电机的功率

Pe为

PeD0wimg/3600==2484.3

计算误差 (4)热经济指标计算: 1kg新蒸汽的热耗量q

|PePe|100%≈0 Peq=h0hfw=3476.6-0.794×684=2932.9（kJ/kg）

汽轮机绝对内效率i

i=

汽轮发电机组绝对电效率e

wi1234.942.105% =

q2932.91

e=img=0.42105×0.99×0.975=40.642%

汽轮发电机组热耗率qo

qo=

3600e=

3600 8857.846[kJ/(kw.h)]0.40642

汽轮发电机组汽耗率d0

d0=

q8857.84663.02016[kJ/(kw.h)] q2932.9 1

2.2 辅助系统的选定

主要包括主蒸汽系统、旁路系统、回热加热（回热抽汽及疏水）系统、给水系统、除氧系统、主凝结水系统、补水系统、锅炉排污系统、供热系统、厂内循环水系统等。 2.2.1 主蒸汽以再热系统的选定

本设计主蒸汽参数为8.83MP，535℃，因为机组小，故不采用再热系统。主蒸汽系统包括从锅炉过热器出口联箱至汽轮机进口主汽阀的主蒸汽管道、电动隔离阀门、疏水装置及通往用新汽设备的蒸汽支管所组成的系统。对于装有中间再热式机组的发电厂，还包括从汽轮机高压缸排汽至锅炉再热器进口联箱的再热冷段管道、电动隔离阀门及从再热器出口联箱至汽轮机中压缸进口阀门的再热热段管道、电动隔离阀门。

主蒸汽系统的主要功能是：将高压高温的蒸汽从锅炉过热器出口输送到汽轮机高压缸的主汽门，它还为汽轮机轴封提供高压汽源，和为驱动给水泵的小汽轮机提供高压蒸汽汽源。

发电厂蒸汽系统具有输送工质流量大、参数高、管道长且要求金属材料质量高的特点，它对发电厂运行的安全、可靠、经济性影响很大，所以对主蒸汽系统的基本要求是系统力求简单、安全、可靠性好，运行调度灵活，投资少，运行费用低，便于维修、安装和扩建。

在管道设计上应尽量满足以下要求：在有限的面积和空间中，以最少的材料费用，将管道布置得能完全满足系统的运行要求，做到选材正确、流阻较小、走向清楚、补偿良好、安装维修方便、支吊合理、避免水击、避免振动和降低噪声等。

选择蒸汽系统时，应根据发电厂的类型、机组的类型和参数，经过综合技术经济比较后确定，且应符合《火力发电厂设计技术规程》（DL5000—2000）3的规定。

本设计，汽轮机配一锅炉，热负荷较小且稳定，因此采用单母管制系统。该系统特点是发电厂所有的锅炉蒸汽先引至一根蒸汽母管集中后，再由该母管引至汽轮机和各处用汽。该系统的优点是系统比较简单，布置方便。但运行调度还不够灵活，缺乏机动性。

2.2.2 回热加热系统（回热抽汽及疏水）的选定

机组回热系统是热力系统中最主要的部分之一。在热力发电厂中，提高朗肯循环效

1

率的方法有多种，其中之一是采用多级给水回热加热，即从汽轮机的中间级抽出一部分蒸汽，在给水加热器中对锅炉给水进行加热。与之相应的热力循环和热力系统称之为给水回热循环和给水回热系统。由于汽轮机抽汽在加热器中对给水进行加热，减少了在凝汽器中的热损失，从而时蒸汽的热量得到了充分的利用，提高了循环的热效率。回热系统涉及到加热器的抽汽、疏水、抽空气系统、主凝结水、给水除氧和主给水等诸多系统，没有足够的可靠、安全性和灵活性，火电厂难以发挥应有的效益。本设计采取5级回热抽汽，其中第二高压回热与除氧器抽汽参数一样。

回热抽汽系统的抽汽级数、抽汽参数、加热器的形式、性能，疏水系统的形式，系统内管道、阀门的性能等因素都应该仔细地分析、选择，才能组成性能良好的回热抽汽系统。

各级抽汽管道在靠近各抽汽口处分别装设具有快速关断功能的电动隔离阀和气动止回阀各一个。电动隔离阀布置在气动止回阀之前。止回阀是汽轮机突然甩负荷后的超速保护和汽轮机进水事故的第一保护。隔离阀是汽轮机防进水的第一级保护。第四级抽汽管道上，在隔离阀后母管上装设一个止回阀；抽汽至除氧器的管道上设置一个隔离阀和一个止回阀；至给水泵汽轮机的蒸汽管道上设置一个隔离阀和一个止回阀，在每个支管上再分别装设一个隔离阀和一个止回阀；至辅助蒸汽的管道上装设隔离阀和止回阀各一个。装设支管止回阀的原因是：在第四级抽汽管道上连接有较多的热力设备，这些设备有接高压备用汽源，有接辅助蒸汽汽源，在机组启动、低负荷运行、突然甩负荷或停机时，其它汽源的蒸汽有可能回流到第四级抽汽管道造成汽轮机超速，所以在除氧器用汽管道上串联两个止回阀起到双重保护作用。第七、八抽各有两个接口。其抽汽汇成一处再至各相应的低压加热器。由于加热器出现异常水位运行,必将导致机组的经济性降低，因此加热器应该设置水位异常保护系统。根据回热加热器的特点，除氧器的加热器采用混合式加热器。其它加热器采用表面式卧式加热器。加热器运行过程中会出现不凝结气体。运行中不凝结气体对加热器性能的影响是很大的。这些气体在管子外壁的凝结水膜周围形成一个气体层，减慢蒸汽扩散速度，增加传热热阻。由于不凝结气体的存在，使抽汽量减少，将会导致传热量的减少即降低给水温升，从而降低整个发电机组的效率。因此本设计中，在高压加热器上安设了排汽装置。

疏水系统：用来疏泄和收集全厂各类汽水管道疏水的管路及设备，称为发电厂的疏

1

水系统。疏放水系统不但影响到发电厂的热经济性，也威胁到设备的安全和可靠运行。将蒸汽管道中的凝结水及时排掉是非常重要的，若疏水不畅（如管径偏小），管道中聚集了凝结水，会引起管道水击或振动，轻者会损坏支吊架，重者造成管道破裂、设备损坏的安全事故。水若进入汽轮机，还会损坏叶片，引起机组振动、推力瓦烧损、大轴弯曲、汽缸变形等恶性事故。因此，对疏放水系统的设计、安装、检修和运行都应足够重视。

为回收汽轮机本体疏水的工质及其热量，一般设有高、低压疏水扩容器各一台，压力较高的引至高压疏水扩容器，其余压力较低的引入低压疏水扩容器，并按照疏水压力高低的顺序排列，压力高的在外侧，压力低的在内侧，以保证疏水畅通并防止倒流。扩容后的蒸汽引至凝汽器的喉部（汽侧），扩容器扩容后的疏水引至凝汽器的热井。这种疏水方式，阀门集中，便于控制、维修，又由于汽水分离，避免了热井内汽水冲击。

在机组启动初期，所有加热器疏水通过加热器汽侧放水直接排至地沟，直到水质合格。如果抽汽压力比较低，高压加热器疏水逐级用疏水调节阀排至高压加热器，然后，经疏水调节阀将汇集疏水排至高加危急疏水扩容器，扩容器降压后回收至凝汽器。待压力提高后，该疏水可进入除氧器。如果抽汽压力比较高，五号低加、六号低加和轴封加热器疏水逐级用疏水调节阀和均压箱排至高压凝汽器。七、八号低压加热器疏水逐级用疏水调节阀和均压箱排至低压凝汽器。

2.2.3 给水系统的选定 1、 给水系统类型和选择

给水系统是从除氧器给水箱下降管入口到锅炉省煤器进口之间的管道、阀门和附件之总称。它包括了低压给水系统和高压给水系统，以给水泵为界，给水泵进口之前为低压系统，给水泵出口之后为高压系统。

给水系统输送的工质流量大、压力高，对发电厂的安全、经济、灵活运行至关重要。给水系统事故会使锅炉给水中断，造成紧急停炉或降负荷运行，严重时会威胁锅炉的安全甚至长期不能运行。因此对给水系统的要求是在发电厂任何运行方式和发生任何事故的情况下，都能保证不间断地向锅炉供水。

给水系统类型的选择与机组的类型、容量和主蒸汽系统的类型有关。主要有以下几种类型：

1

（1） 单母管制系统

该系统设有三根单母管（水泵入口侧的低压吸水母管、给水泵出口侧的压力母管和锅炉给水母管）。其中吸水母管和压力母管采用单母管分段，锅炉给水母管采用的是切换母管。单母管给水系统的特点是安全可靠性高，具有一定的灵活性，但系统复杂、耗钢材、阀门较多、投资大。对高压供热式机组的发电厂应采用单母管制给水系统。

（2） 切换母管制系统

当汽轮机、锅炉和给水泵的容量相匹配时候，可作单元运行，必要时候可通过切换阀门交叉运行，因此其特点是有足够的可靠性和运行的灵活性。同时，因有母管和切换阀门，投资大，钢材、阀门耗量也相当大。

这种系统的优缺点和单元制主蒸汽管道系统相同，系统简单，管路短、阀门少、投资省，便于机炉集中控制和管理维护。当采用无节流损失的变速调节时候，其优越性更为突出。它适用于中间再热凝汽式或中间再热供热机组的发电厂

（3） 本设计的实际情况结合以上类型的优缺点，在本设计中将选用单元制系统 制的给水系统。

2.2.4 除氧系统的选定

锅炉给水主要由主凝结水及补充水组成，水中经常含有大量溶解的气体，如氧气、二氧化碳等，造成给水中溶氧的原因多是从补充水和主凝结水带入了空气，或从系统中处于真空设备、管道等不严密处吸入了空气。换热设备中的不凝结气体的集结，会导致传热恶化，降低机组热经济性和安全性。水中含有溶解的活性气体，其溶解度随温度升高而下降，温度愈高这些气体就愈容易直接和金属发生化学反应，使金属表面遭到腐蚀。其中危害最大的是氧气，氧对钢铁构成的热力设备及管道会产生较强的氧腐蚀，而二氧化碳将加剧这种腐蚀，如水中溶氧会造成腐蚀穿孔引起泄漏爆管。随着锅炉蒸汽参数的提高，对给水的品质要求愈高，尤其是对给水中溶解氧量的限制更严格。因此，给水必须除氧，并严格控制给水含氧量在允许范围。

我国《电力工业技术管理法规（试行）》中规定，给水含氧控制指标为： 工作压力为5.88MPa及以下锅炉，给水溶解氧应小于或等于15μg/L； 工作压力为5.98MPa及以上锅炉，给水溶解氧应小于或等于7μg/L；

除氧器的运行有定压和滑压两种方式，在本设计中，选用定压运行方式。为确保除

1

氧器在底负荷（20%以下）时候仍能自动向大气排气，仍应装有至高一级回热抽汽管道上的切换阀和压力调节阀，与单独连接方式相比，其关闭本级抽汽的负荷由70%降到20%。与前置连接方式相比，其出口水温无端差，所以该连接方式的热经济性是最高的，适合于高、中压双抽机组。 2.2.5 补给水系统的选定

火力发电厂热力设备及其管道在运行过程中，总是不可避免地会有一些蒸汽和凝结水损失，如系统水、汽排放和泄露，锅炉排污以及热电厂供热损失等。因此，必须不断地向热力系统补充足够数量、品质合格的水，以保证汽、水系统的平衡，维持发电厂的连续正常运行。这种补充水称为锅炉补给水。提供补给水的系统叫补给水系统，其主要由锅炉估计溺水处理系统组成。

本设计在额定抽汽工况下有150t/h、20℃的补水补进凝汽器。蒸汽循环过程中虽然采取了各种减少工质损失的措施，仍不可避免地存在一定数量的工质损失，为维持工质循环的连续，需将损失的工质数量适时的足量补入循环系统。

补充水引入系统不仅要确保补充水量的需要，同时还涉及到补充水制取方式及补充水引入回热系统的地点选择。因此，以下的分析是在满足主要技术要求的基础上力求经济合理为基本原则。

补充水应保证热力设备安全运行的要求。对中参数及以下热电厂的补充水必须是软化水（除去水中的钙、镁等硬垢盐）。对高参数发电厂对水质的要求也相应提高，补充水必须是除盐水（除去水中钙、镁等硬垢盐外还要除去水中的硅酸盐）。对亚临界压力汽包锅炉和超临界压力直流锅炉其水质要求更高，除了要除去水中钙、镁、硅酸盐外，还要除去水中的钠盐，同时对凝结水还要进行精处理，以确保机组启停时产生的腐蚀产物、二氧化硅和铁等金属内被处理掉。凝结水精处理装置我国采用低压系统（即有凝升泵）较多，引进机组则采用中压系统（无凝升泵）较多。补充水除盐一般都采用化学处理法。

补充水应除氧、加热和便于调节水量。为了热力设备安全，补充水应进行除氧。除氧有一级除氧和二级除氧两种，一般凝汽式机组采用一级除氧（如回热系统中的高压除氧器）即可满足要求，对补充水量较大的高压供热机组或中间再热机组，采用一级除氧不能保证给水含氧量合格情况下，应另设置一级补充水除氧器和初级除氧（也可在凝汽器内利用鼓泡除氧），然后通过回热系统的高压除氧器进行二次除氧。

1

本机组补充水150t/h，20℃，（因为抽汽70+80t/h）进入凝汽器，由于补充水充分利用了低压回热抽汽加热，回热抽气做功比较大，热经济性提高。并设有补充水除盐装置，去除水中钙、镁、硅酸盐和钠盐，凝结水精处理采用中压系统。除盐采用离子交换树脂制取的化学除盐水。补充水采用一级除氧，一级除氧在凝汽器中，设有真空除氧装置和鼓泡除氧装置。

2.2.6 锅炉排污系统的选定

从锅炉蒸发段排出含杂质多的炉水，经扩容器和热交换器（或只经过扩容器）回收部分工质和热量，最后排入下水道或其他出处的管道系统称之为锅炉排污系统。

对于本设计系统，采用一级排污扩容系统。扩容蒸汽进入高压除氧器，扩容压力为4MPa,扩容后的排污水在采暖期作热水网补充水，非采暖期直接排地沟。

炉水中的各种杂质（各种溶解盐类和泥渣）是由给水带入的。随着给水在蒸发段中不断蒸发，除了少量盐分给蒸汽带走外，绝大部分留在炉水中，使锅水含盐浓度不断提高，以至影响到蒸汽品质。为此就必须把一部分含盐量较高的锅炉水连续排出炉外，同时以较干净的给水补充，使锅水的含盐浓度稳定在一定水平，这就是连续排污的作用。

排污系统可分为连续排污和定期排污两种。主要用与自然循环和辅助循环的锅筒锅炉上。随着给水品质的提高，现代直流锅炉在正常运行时已不再进行排污。

但是，连续排污不能将炉内的泥渣完全排出，还必须进行定期排污。泥渣常常积聚在锅内最低处。定期排污就是在锅内最低处定期（3～7天进行一次）进行短时间（约30s）排污，以清除泥渣。

锅炉排污量与蒸发量之比称为锅炉排污率，即

pDpwD100% (2.2)

式中 p——锅炉排污率，%；

Dpw——锅炉排污量，t/h；

D——锅炉蒸发量，t/h；

排污率增大就意味着工质和热量损失增加，所以电厂中对锅炉的排污率又一定限

1

制。为了确保蒸汽品质，锅炉需要排污，而排污就意味着工质和热量损失。因此，尽可能回收工质和利用这部分热量也是排污系统的任务。

连续排污时工质和热量的回收利用系统随电厂型式不同而有所不同。为了降低排污水压力，同时回收部分工质，连续排污水首先接入连续排污扩容器，在其中骤然降压，使部分排污水迅速汽化。扩容器出来的蒸汽接入电厂低压蒸汽系统，可供除氧器和其他生产用汽。扩容器内余下的排污水含盐浓度更高，可通过热交换器将一部分热量传递给锅炉补给水，冷却后的排污水就排入疏水系统，或直接排入地沟。

对于本设计系统，采用一级排污扩容系统。扩容蒸汽进入高压除氧器，扩容压力为4MPa,扩容后的排污水在采暖期作热水网补充水，非采暖期直接排地沟。 2.2.7 供热系统的选定

供热系统的基本任务是满足热用户在质量（供热参数）和数量上的供热需求。 根据热源和热用户之间的分布情况，供热系统可分为分散供热系统和集中供热系统。在分散供热系统中，热源和热用户的用热装置直接结合，或者两者相距很近，无需热网这一中间环节就可把热能从热源传递给用热装置。集中供热系统由热源、热网和热用户组成，并且热源和热用户通常相距很远，他们之间通过热网相连接。本设计采暖抽汽80t/h，1.0MP。

对于本设计系统，为集中供热系统。它的热源为热电厂的热电联产装置。热网中的介质是热水。这热网水是由热电厂的蒸汽通过表面式热网加热器进行加热的。热水供热系统由：热网加热器、热网循环水泵、热网加热器的疏水泵、热网补水泵等设备及其连接管道构成，而热网加热器由尖峰加热器和基本加热器串联组成，其中尖峰加热器的用汽是由第三级抽汽提供，基本加热器的用汽是由第六级抽汽提供。另外，尖峰加热器的疏水自流返回除氧器，而基本加热器的疏水则用泵HDP打入凝结水管与凝结水汇合。 2.2.8 厂内水循环系统的选定 1、冷却水系统

在工业生产过程中有各种用水来冷却工艺介质的过程，将用水来冷却工艺介质的系统称作冷却水系统。

火电发电厂的冷却水系统主要是保证供给凝汽器的冷却用水，同时还供给一部分给辅助系统冷却水系统、化学水处理系统、锅炉除灰系统等。这些水量的总和约占冷却水

1

系统总水量的12%左右。其中辅助冷却水系统为7%~10%，除灰渣用水为2%~4%，水力除灰所需水量取决于燃料燃用量，灰分含量、除灰方法与除尘方法等。化学水处理系统所需的水量则很小。

在火电厂中主要有凝汽器、冷油器和其他辅机冷却设备。冷却水系统可分为直流冷却水系统和循环冷却水系统；循环冷却水系统又分为封闭式循环冷却水系统和敞开式循环冷却水系统两种。

在本设计系统中，冷却水系统选择循环冷却水系统中的敞开式循环冷的冷却方式。在这种方式中，冷却水是重复循环利用的，它的再冷却降温是通过冷却塔来进行的，因此冷却水在循环过程中要与空气接触，部分冷却水在通过冷却塔时会不断被蒸发掉，水蒸发过程不带走盐分，因此蒸发造成水量减少，水的含盐量和各种离子浓度也不断地被浓缩增加。为了保持循环水量且维持水的含盐量和各种离子含量稳定在一定数值上，必须对系统补充一定量的冷却水，通常称作补充水；同时排掉一定量的循环水，通常称为排污水。

2、凝汽器的选定

本设计的凝结水系统由凝汽设备、凝补水系统、汽封加热器、疏水冷却器和低压加热器等组成。凝汽器的主要功能是在汽轮机的排汽部分建立低背压，使蒸汽能最大限度地做功，然后冷却下来变成凝结水，并予以回收。凝汽器的这种功能由真空抽汽系统和循环冷却水系统给予配合和保证。真空抽汽系统的正常工作，将漏入凝汽器的气体不断抽出；循环冷却水系统的正常工作，确保了进入凝汽器的蒸汽能够及时地凝结变成凝结水，体积大大缩小，既能将水回收，又保证了排汽部分的高真空。凝汽器主要由壳体、管板、管束中间管板等部件组成。管板将凝汽器壳体分割为蒸汽凝结区和循环冷却水进出口水室；中间管板用于管束的支持和定位。凝汽器下部还设有收集凝结水的空间，称为热井。凝结水汇集到热井后，由凝结水泵输送到回热加热系统。

提高进入汽轮机的蒸汽初参数和降低汽轮机的排汽终参数可以提高循环热效率

16。在汽轮机的初参数一定时，其背压越低，理想焓降就越大，蒸汽在汽轮机中做的

功就越多。但是，并不是任意降低汽轮机背压都是有利的，这由两方面因素来决定：其一，随着末级蒸汽参数的降低，蒸汽比体积将增加，汽轮机的后汽缸和末级叶片势必相

1

应增大和增长，这样就会使汽缸十分庞大，增加了加工难度和制造成本。若末级叶片不变，则余速加大，损失增加；其二，背压的降低，需要加大凝汽器的冷却面积，增加循环水量和厂用电，增加整套辅机的投资以及运行费用。因此，应正确地选择排气压力。目前，电站汽轮机的背压一般按0.003～0.007MPa来设计。对于本设计系统选取汽轮机的背压为 0.0031MPa。

2.2.9 旁路系统的选定

中间再热机组的旁路系统是指高参数蒸汽在某些特定情况下，绕过汽轮机，经过汽轮机并列的减温减压装置后，进入参数较低的蒸汽管道或设备的连接系统，以完成特定的任务。

1、旁路系统的作用：

（1） 协调启动参数和流量，缩短启动时间，延长汽轮机寿命 （2） 保护再热器

（3） 回收工质，降低噪音 （4） 防止锅炉超压

旁路系统通常分为三种类型：高压旁路又称Ⅰ级旁路，即新蒸汽绕过汽轮机高压缸直接进入再热冷段管道；低压旁路又称Ⅱ级旁路，即再过热后的蒸汽绕过汽轮机中、低压缸直接进入凝汽器；当新蒸汽绕过整个汽轮机而直接排入凝汽器的则称整机旁路或Ⅲ级旁路、大旁路。

本设计功率较小，机组负荷稳定，起停次数少，故不设旁路系统。

1

3 汽轮机通流部分的设计

3.1 主要参数

(1)已知设计参数以及第二章原则性热力计算得到的结果： hc=2266.7kJ/kg 工业抽汽

采暖抽汽 G=80t/h P=1.0MPa Pel=20MW ，n=3000rpm 配汽方式 ： 喷嘴配汽， 调节级选型：采用单列级 (2)选取设计参数 ①设计功率

取设计功率25MW。 ②汽轮机相对内效率ηri

选取某一ηri 值，待各级详细计算后与所得ηri' 进行比较，直到符合要求为止。 这里取ηri=78%

③机械效率： 取ηm= 99% ④发电效率： 取 ηg= 97.5% ⑤漏气量ΔD：

ΔD是考虑门杆漏汽及前轴封漏汽的蒸汽余量， 给定前轴封漏汽ΔDl=2.85t/h，门杆漏汽ΔDv=0.95t/h ΔD=ΔDl+ΔDv=3.8t/h 则漏气系数αsg =0.016 3.2 双抽基本参数分段计算

双抽必须分为两个背压和一个纯凝汽轮机来计算，如图

1

图3.1 双抽汽轮机换算成“两背一凝”示意图

设则三段的

进汽量分别为D1、D2、D3 各段总功率分别为P1、P2、P3 回热系数分别为m1、m2、m3, 相对内效率分别为ηri1、ηri2、ηri3 实际进口焓分别为h1、h2、h3, 则背压焓分别为h2、h3、hc 3.2.1各段实际比焓降的计算 （1）第一背压的实际比焓降

初压p1考虑喷嘴压损后为8.38MPa，由8.38MPa，535℃查焓熵表得到 初焓h1=3481 初熵s1=6.810kJ/kg

假设等熵，则可由背压4.0MPa和s1=6.810kJ/(kg·℃）查得 背压点的理想比焓降ht1*=3240.64 kJ/kg 取ηri1=71% 由效率公式

ri  算得

h1-h2(3.1)

h1-ht1*

h2= h1-ηri1×（h1-ht1*）

= 3481- 71%×（3481-3240.64）

1

= 3310.46 （kJ/kg）

则第一背压的实际比焓降为h1-h2 =3481-3310.46 =170.88 （kJ/kg） （2）第二背压的实际焓降

由初压4.0MPa和初焓h2=3310.46kJ/kg查得 s2=6.81kJ/(kg·℃）

由背压1.0MPa和s2=6.81kJ/(kg·℃）查得 背压点的理想焓降ht2*=2934.44 kJ/kg 取ηri2=80% 则背压比焓

h3= h2-ηri2×（h2-ht2*）

= 3288.78-80%×（3288.78-2934.44 ） = 3009.64（kJ/kg）

则第二背压的实际焓降为h2-h3 =3288.78-2992.7=300.82 （kJ/kg） （3）第三凝汽的实际焓降

由初压1.0MPa和初焓h3=3009.64 kJ/kg查得 s3=7.05 kJ/(kg·℃）

由排汽压力0.0031MPa和s3=7.05kJ/(kg·℃）查得 排汽的理想焓降ht3*=2094.8 kJ/kgm2 取ηri3=81.2% 则排汽比焓

hc= h3-ηri3×（h3-ht3*）

= 3009.64 -81.2%×（3009.64 -2094.8） = 2266.8（kJ/kg） 则第三凝汽的实际比焓降为

h3-hc =3009.64-2266.8=742.84 （kJ/kg）

3.2.2各段进汽量和总功率的计算 进汽量和功率有以下关系

Do 3600Pelm

(△ht mac)'△Drimg

1

3.2）（

Pel —— 汽轮机的设计功率，kW

(Δht mac)' —— 汽轮机通流部分的理想比焓降， ηri —— 汽轮机通流部分相对内效率之初估值； ηg —— 机组的发电机效率； ηm —— 机组的机械效率； m ——回热系数

（1）第一背压进汽量D1和总功率P1 由第二章原则性热力计算得出的结果知道：

进汽量D1=244.39t/h 漏气量△D=3.8t/h，无回热抽汽，即m1=1 则总功率P1

（ D1-△D）(△ht mac)'rimgP1=

3600m1（ 244.39-3.8）240.360.990.975= 36001

= 11.02 （MW） （2）第二背压进汽量D2和总功率P2 由第二章得出的结果知道： 进汽量

D2=244.39-3.8-70=170.6 （t/h）

在第二章原则性热力计算中已知本段有三级回热抽汽，其中第二高压加热器和除氧器共用一个抽汽口，即回热系数

m2=170.6/（170.6-13.18-5.25-31.9）= 1.42

需要特别指明，回热系数m2仅仅是以本段背压进汽总量来计算的，故超出了1.25的极

限也属正常，m3亦然，若以三段总进汽量来算，m2和m3都将小于1.25.。则第二背压总功率P2

P2 = D2(△ht mac)'rimg

3600m2170.6300.820.990.975= 36001.42

= 9.7 （MW）

1

（3）第三凝汽进汽量D3和总功率P3 由第二章得出的结果知道： 进汽量

D3=244.39-3.8-13.18-5.26-31.89-8.4-10.35 = 40.25 （t/h）

在第二章原则性热力计算中已知本段有两级回热抽汽，则回热系数

m3=40.25/（40.25-8.4-10.35）= 1.87

需要特别指明，回热系数m3仅仅是以本段背压进汽总量来计算的，故超出了1.25的极限也属正常，若以三段总进汽量来算，m3将为1.08 ，由于那种计算方法复杂，这里不采用该值。

则第三凝汽总功率P3

P3 = D3(△ht mac)'rimg

3600m340.25742.840.990.97536001.87

= 4.26 （MW）

=

3.3 调节级的详细热力计算

(1)确定调节级进汽量Dg Dg=Do-ΔD= 240.5t／h

(2)确定速比Xa和理想比焓降Δht

取Xa=0.36， 取调节级平均直径dm=1100mm ，计算时取dm=dn=db

由u=π×dm×n/60=172.7 m/s和Ca=u/Xa =479.72m/s，Δht=Ca2/2=115.07kJ/kg，Δht在70~125kJ/kg范围内。

(3)平均反动度Ωm的选取：取Ωm=6% (4)计算嘴理想比焓降Δhn

Δhn=(1-Ωm)×Δht =107.93 kJ/kg (5)计算喷嘴前后压比εn

根据Po'、ho以及Δhn查焓熵图，得到喷嘴后压力P1和比容V1t由εn=P1/Po'判断

1

流动状态，选择喷嘴叶型和喷嘴出口角α1。 (参见喷嘴叶型表)

P1 = 5.97MPa εn=0.733

喷嘴叶型选取：选取部分苏字叶栅TC-2A叶型 选取喷嘴出口角α1=13° (6)计算喷嘴出口汽流速度C1

C1t2hn =450.67m/s

取φ =0.97 ，C1=φ×C1t =464.61 m/s

(7)计算喷嘴损失δhnδhn=(1-φ2)× Δhn =6.379kJ/kg (8)确定喷嘴出口面积An

An=Gn×V1t/(μn×c1t) = 0.00799m2= 79.9cm2

Gn —— 喷嘴流量，kg/s

V1t —— 喷嘴出口理想比容，0.0537 m3/kg μn —— 喷嘴流量系数，取μn=0.97 (9)确定部分进汽度e

确定部分进汽度的原则是选择部分进汽度e和喷嘴高度ln的最佳组合，使叶高损失δhl和部分进汽损失δhe之和为最小。

由

An=e×π×dm×ln×sin(α1) （3.3）

得ln=An/ (e×π×dm×sin(α1))

而δhl=ξl×Eo=a1/ln×Xa^2×Eo ， 取a1=9.9

δhe=ξe×Eo=(ξw+ξs)×Eo （3.4）

鼓风损失系数ξw=Be×1/e×(1-e-ec/2)×Xa3 ，取 Be=0.15，ec=0.4 斥汽损失系数ξs=Ce×1/e×Sn/dn×Xa，取Ce=0.012，Sn=4 (喷嘴组数) ， dn=dm=1100mm 令y=δhl+δhe

令其一阶导数为零，即求y的极值，最终可得到e ，设计时选取e值比计算值稍大些。

1

由计算得e = 0.411 (10)确定喷嘴高度ln

ln= An/ (e×π×dm×sin(α1)) =25 mm。 (11)动叶高度

盖度Δ=2.5 mm lb=ln+Δ=27.5mm (12)选取盖度Δ

对于本机组来说 调节级：Δ=2.5mm

压力级：Δ=2.0mm (ln<20mm) Δ=2.5mm (20≤ln<40mm) Δ=3.0mm (ln≥40mm) (13)检验根部反动度Ωr Ωr=1-(1-Ωm)×db/(db-lb) =0.042

Ωr在0.03─0.05范围内。

(14)求动叶进口汽流相对速度w1和进汽角β1 β1= tan-1[c1×sin(α1)/(c1×cos(α1)-u)] =22.39 w1=C1×sin(α1)/sin(β1)= 286.17 m/s δhw1=w12/2 = 40.94kJ/kg (15)计算动叶前滞止压力P10

由h1=h1t+δhn和δhw1查焓熵图 h1=3367.516kJ/kg P10 = 6.353Mpa

(16)确定动叶理想比焓降Δhb和动叶滞止理想比焓降Δhb0

Δhb=Ωm×Δht =7.486kJ/kg Δhb0=Δhb+δhw1 =47.9541kJ/kg (17)计算动叶出口汽流相对速度w2

0w2t=2*Δhb = 309.69 m/s

w2=ψ×w2t =285.84m/s ，ψ由Ωm和w2t 查ψ图得到(ψ=0.97) (18)计算动叶损失δhb

1

δhb=(1-ψ2)× Δhb 0 = 7.1kJ/kg (19)求取动叶后蒸汽压力P2和比容V2

由Δhb和δhb查焓熵图得到 P2 = 5.97 MPa V2 = 0.0554m3/kg (20)确定动叶出口面积Ab

Ab=Gb×V2/w2 =12933.3mm2 ，因未考虑叶顶漏汽,故Gb=Gn (21)确定动叶出口汽流角β2

β2=sin-1[Ab/(e×π×db×lb)] = 19.34 °

根据β1和β2和动叶叶型表选取动叶叶型 动叶叶型：选取部分苏字叶栅TP-2A叶型 (22)计算动叶出口汽流绝对速度从C2和出汽角α2

2C2w22u-2w2ucosβ2 ＝135.45m/s

α2=tan-1(w2×sin(β2)/(w2×cos(β2)-u))=44.29° (23)计算余速损失δhc2

δhc2=0.5×18.3 =9.17kJ/kg

(24)计算轮周效率比焓降Δhu' (无限长叶片)

Δhu'=Δhto-δhn-δhb-δhc2 =92.544kJ/kg (25)计算级消耗的理想能量Eo

Eo=δhco+Δht-μ1×δhc2 = 115.067 kJ/kg 对于调节级Eo=Δhto=Δht (26)计算轮周效率ηu'(无限长叶片)

ηu'=Δhu'/Eo =80.04% (27)校核轮周效率

单位质量蒸汽对动叶所作的轮周功

Wu=u×(c1×cos(α1)+c2×cos(α2)) = 94.401kJ/kg 轮周效率ηu\"=Wu/Eo = 80.68%

用两种方法计算所得轮周效率应相近，其误差要求 Δηu=|ηu'-ηu\"|/ηu'×100% = 0.79%<1% (28)计算叶高损失δhl

1

δhl=a/l×Δhu' =10.873045 kJ/kg，式中取系数a=1.6，已包括扇形损失 (29)计算轮周有效比焓降Δhu

Δhu=Δhu'-δhl = 88.51kJ/kg (30)计算轮周效率ηu

ηu=Δhu/Eo = 76.84% (31)计算叶轮摩擦损失δhf

δhf=ΔPf/G = 1.827kJ/kg

其中ΔPf=K1×(u/100)3×dm2/v2 = 122.47kW，取K1=1.07 (32)计算部分进汽损失δhe

δhe=δhw+δhs = 2.995kJ/kg

鼓风损失δhw=ξw×Δht =Be×1/e×(1-e-ec/2)×Xa3×Δht =2.984 kJ/kg 斥汽损失δhs=ξs×Δht =Ce×1/e×Sn/dn×Xa×Δht = 0.011kJ/kg (33)计算级效率和级内功率

级的有效比焓降Δhi=Δhu-δhf-δhe = 75.455kJ/kg 级效率ηi=Δhi/Eo = 65.58% 级内功率Pis=G×Δhi = 1747.238 kW (34)确定级后参数

级后压力P2和比焓h2由焓熵图查出。

P2 = 6.887MPa h2 = 3394.196 kJ/kg

本机组采用整段转子，整段转子的叶片根部直径一般采用相同的值。这样，一方面是加工方便，另一方面可使很多级的隔板体通用。 (1)第一压力级平均直径dmI的确定

这里给定dmI=840mm

首先选取Xa I=0.42，Ωm=0.06，α1=11°， 计算ΔhtI、ΔhnI和h1t ， ΔhtI=Ca2/2=0.5×(π×dm×n/60/Xa)2 = 36.97kJ/kg ΔhnI=(1-Ωm)× ΔhtI = 34.825kJ/kg 查焓熵图求V1t = 0.0528m3/kg

第一压力级喷嘴流量为调节级流量减去前轴封漏汽量，即 GnI=GoI=Gg-ΔGl =22.53kg/s 喷嘴出口汽流速度C1t

1

C1t2hnI = 263.91m/s 由连续性方程有

GnI=μn×An×C1t/V1t， 其中流量系数μn取0.97 而 An=e×π×dmI×lnI×sin(α1)，其中取e=1 求出ln = 25.03mm，ln 不小于12─15mm (2)末级平均直径的确定

给定dm z=1210mm (3)确定压力级平均直径的变化

根据《汽轮机原理》所描述的蒸汽通道形状，确定压力级平均直径的变化规律，通常采用作图法。在纵坐标上任取长度为a的线段BD(一般a=25cm)，用以表示第一压力级至末级动叶中心之轴向距离。在BD两端分别按比例画出第一压力级与末级的平均直径值。根据选择的通道形状，用光滑曲线将A、C两点连接起来。AC曲线即为压力级各级直径的变化规律。 (4)压力级的平均直径dm(平均)

将BD线等分为m等分，取1、2、3……m-1点。为了减小误差，建议>6。从图中量出割断长度，求出平均直径。

Dm(平均)=(AB+(1-1)+(2-2)+……+CD)/(m+1)×k ，

Dm(平均)= 995mm式中的k 为比例尺。(见图3)

1

图3.2 压力级平均直径变化曲线图

(5)压力级的平均比焓降Δht(平均)

选取平均速比Xa(平均)=0.484， 则

Δht(平均)=0.5×(π×dm(平均)×n/60/Xa(平均))2 = 51.532 kJ/kg (6)压力级级数的确定Z

Z=(1+α)× Δht p/ Δht(平均)=19.1

式中Δht(p) = 661.360kJ/kg压力级的理想比焓降 ，α为重热系数，本机α=0.03 ，将Z取整。

取整后Z=19。 (7)各级平均直径的求取

求取压力级级数后，再将上图中BD线段重新分为(Z-1)等分，在原拟定的平均直径变化曲线上，求出各级的平均直径。如表1所示。 (8)各级比焓降分配

根据求出的各级平均直径，选取相应的速比，求出各级的理想比焓降Δht Δht=0.5×(π×dm×n/60/Xa)2

为了便于比较和修正,一般以表格的方式列出，如表1所示。 (9)各级比焓降的修正

在拟定的热力过程线上逐级作出各级理想比焓降Δht，计算Δh。 Δh=(1+α)× Δht(p)-ΣΔht = 6.240kJ/kg把Δh分配给各级得。

(10)最后按照各级的dm和Δht求出相应的各级速比Xa。末级的计算，待末二级详算后，根据末二级后的压力与排汽压力来确定Δhtz和Xaz。 3.4 第一压力级的详细热力计算

(1)由上一级的计算结果，已知本级的Po = 6.887MPa，ho = 3394.195kJ/kg，Po0 = 6.887MPa，ho0 = 3394.195MPa，δhco = 0，

1

由压力级比焓降分配，已知本级的Δht = 37.587 kJ/kg，Δht 0 = 37.587 MPa，dm = 0.840m，Xa = 0.481，Go = 22.531kg/s。 (2)选取平均反动度

估取平均反动度Ωm = 0.065，待级热力计算后再校核根部反动度。 (3)计算喷嘴的理想比焓降Δhn

Δhn=(1-Ωm)×Δht = 35.407kJ/kg (4)计算喷嘴的滞止理想比焓降Δhn 0

Δhn 0=Δhn+δhco = 35.407kJ/kg (5)计算喷嘴的出口汽流理想速度C1t

C1t2*hn0 =266.109m/s

(6)计算喷嘴出口汽流实际速度C1

C1=φ×C1t = 256.795m/s，这里取φ=0.965 (7)计算喷嘴损失δhn

δhn=(1-φ2)×Δhn 0 = 2.435kJ/kg (8)计算圆周速度u

u=π×dm×n/60 = 131.880m/s (9)计算级的理想速度Ca

Ca2*ht0=274.179m/s (10)计算假想速比Xa

Xa=u/Ca = 0.481

(11)确定喷嘴等比熵出参数h1t,V1t 和 P1

首先由ho和Δhn求出喷嘴出口理想比焓值h1t ，h1t=ho-Δhn = 3358.402kJ/kg 然后在焓熵图上，从进口状态等比熵膨胀到h1t查出等比熵出口比容V1t和出口压力P1。

V1t = 0.0527m3/kg P1 =6.185MPa (12)计算喷嘴前后压力比εn

εn=P1/Po 0 = 0.898

选取喷嘴叶型：选取部分苏字叶栅TC-2A叶片。 (13)选取喷嘴型式和出汽角α1

1

由εn和喷嘴叶型表选取α1 = 12° (14)计算喷嘴出口面积An

An=G×V1t/μn/c1t = 4594.994mm2 ，这里取μn=0.97 (15)计算喷嘴高度ln

根据估算，故取e=1

ln=An/(e×π×dm×sin(α1)) = 23.73mm (16)计算喷嘴出口实际比焓降h1

h1=h1t+δhn = 3369.539kJ/kg

(17)计算动叶进口汽流角β1和相对速度w1

β1=arctg((c1×sin(α1)/(c1×cos(α1)-u)) =20.238 w1=(c1 2+u2-2×u×c1×cos(α1))2 = 128.964m/s δhw1=w1 2/2 = 8.316kJ/kg (18)计算动叶前的滞止压力P10

h10=h1+δhw1 = 3369.539kJ/kg (19)计算动叶理想比焓降Δhb

Δhb=Ωm×Δht = 2.180kJ/kg (20)计算动叶滞止理想比焓降Δhb 0

Δhb 0= Δhb+δhw1 = 10.496kJ/kg (21)计算动叶出口理想汽流速度w2t

w2t2*hb0 = 144.886m/s

(22)计算动叶出口实际汽流速度w2

由Ωm和w2t 查ψ图得到 w2=ψ×w2t = 137.346m/s (23)计算动叶损失δhb

δhb=(1-ψ2)× Δhb =1.320kJ/kg (24)确定动叶后参数P2、V2

根据h1, Δhb和 δhb查焓熵表得P2 = 6.169MPa、V2 =0.0529m3/kg (25)计算动叶出口面积Ab

Ab=G×V2/w2 = 8773.561mm2

1

(26)计算动叶高度lb

lb=ln+Δ = 25.73， 这里Δ为盖度，参照调节级中的给定。 (27)检验根部反动度Ωr=1-(1-Ωm)×db/(db-lb)= 0.041

在0.03-0.05范围内。 (28)计算动叶出汽角β2

β2=arcsin(Ab/(e×π×dm×lb))= 12.784°

(29)根据β1和β2在动叶叶型表中选取动叶型号动叶叶型：选取部分苏字叶栅TP-1A叶型。

(30)确定动叶出口绝对速度C2和方向角α2

2C2w2u22*w2*u*cosβ2 =29.961m/s

α2=arctg=(w2×sin(β2)/(w2×cos(β2)-u)) =87.8° (31)计算余速损失δhc2

δhc2=C2 2/2 = 0.449kJ/kg

(32)计算轮周有效比焓降Δhu'(无限长叶片)

Δhu'=Δht 0-δhn-δhb-δhc2 = 33.383kJ/kg (33)计算级的理想能量Eo

Eo=δhco+Δht-μ1×δhc2 = 37.138kJ/kg

这里δhco=μo×(δhc2)abv ，(δhc2)abv是上一级的余速动能，μo表示本级利用上一级的份额，而μ1表示本级余速动能为下一级所利用得份额。 (34)计算轮周效率ηu'(无限长叶片)

ηu'=Δhu'/Eo = 89.9% (35)校核轮周效率

单位质量蒸汽对动叶所作的轮周功

Wu=u×(C1×cos(α1)+C2×cos(α2)) = 33.321kJ/kg 轮周效率ηu\"=Wu/Eo = 89.7% Δηu=|ηu'-ηu\"|/ηu'×100% ≈ 0% (36)计算叶高损失δhl

δhl=a/l×Δhu' = 4.382kJ/kg 式中取a=1.6，已包括扇形损失

1

(37)计算轮周有效比焓降Δhu (考虑叶轮摩擦损失)

Δhu=Δhu'-δhl =29.802

(38)计算轮周效率ηu(考虑叶轮摩擦损失)

ηu=Δhu/Eo=78.37% (39)计算叶轮摩擦损失δhf

δhf=ΔPf/G = 1.457kJ/kg

其中，ΔPf=K1×(u/100)3×dm2/v2 =32.828， 取K1=1.07 (40)计算漏汽损失δhδ

选取：隔板汽封齿的平均直径dp=300mm，隔板汽封间隙δp=0.45mm，汽封齿数Zp=10，

则有隔板漏汽损失δhp=Ap/An/这里Ap=π×dp×δp =0.4239m2 Δhu=Δht 0-δhn-δhb-δhl-δhc2

再选取：叶顶轴向间隙δz=1mm，围带边厚度Δs=0.3mm，δz(平均)= δz/lb， 由Ωm与(db/lb)查取Ψt，由δz/Δs查取μ1，由δz和u/Ca 查取μ2， 则有动叶顶部漏汽损失

δht =μ1×δz(平均)× Ψt/(μ2×sin(α1))× Δhu = 0.999 kJ/kg 级的总漏汽损失

δhδ=δhp+δht = 1.784kJ/kg (41)计算级内各项损失之和Σδh

Σδh=δhl+δhf+δhδ= 7.460kJ/kg (42)计算级的有效比焓降Δhi

Δhi=Δhu'-Σδh = 25.923kJ/kg (43)计算级效率ηi

ηi=Δhi/Eo =69.8% (44)计算级内功率Pi s

Pi s=G×Δhi = 584.058kW (45)确定级后参数

h30=h 00-Δhi = 3367.695

h3 = h 00-μ1×δhc2 = 3394.051kJ/kg

Zp×Δhu= 0.745kJ/kg

查焓熵图可得P2即为下一级的Po，而下一级的Po 0即为本级的P3 0。

1

调节级

第一压力级

末级压力级

图3.3 调节级和第一压力级和末级速度三角形

调节级 第一级 末级 α1 14 11 12.9 β1 23.95 20.238 21.278 C1 464.612 256.795 353.980 W1 287.357 128.964 181.179 β2 23.01 12.784 15.227 C2 155.243 29.961 49.770 α2 48.794 89.553 85.961 表3.1 调节级和第一压力级和末级速度与角

1

图3.4 热力膨胀过程曲线

3.5 热力计算数据汇总

表3.2 各级热力计算汇总1

备注 符号 单调节压力1位 级 级 1

压力2压力级 3级

备注 进气压力 进汽比焓 进汽比熵 排气压力 排汽理想比焓 抽汽量 蒸汽量 喷嘴后压力 喷嘴后比容 余速损失 级内初速动能 理想比焓降 理想滞止比焓降 平均直径

符单调节压力1压力2压力号 位 级 级 级 3级 po Mp 8.83 5.97 4.96 4.00 ho kJ/k3476.3397.03351.93288.g 60 0 3 78 s0 kJ/(6.78 6.85 6.87 6.88 kg℃ Pc MP0.00 4.00 4.00 3.02 a hct kJ/k3392.3268.83284.02933.g 56 1 1 32 Δe 0.00 0.00 0.00 0.00 Gn1 t/h 66.24 66.24 66.24 46.57 P2 MP5.97 4.96 4.96 3.85 a V2t m3/0.06 0.06 0.07 0.10 kg δhc0 kJ/k2.12 2.36 2.56 2.57 g μ0`δ— 2.13 2.15 2.56 2.54 hc0 Δht kJ/k115.161.01 60.88 60.88

g 8 Δhto kJ/k240.261.01 63.44 63.56

g 6 dm m 1.10 0.91 0.92 0.90 1

备注 喷嘴流量 平均反动度 速度系数 Φ 喷嘴理想Δhn 比焓降 喷嘴理想Δhno 滞止比焓降 喷嘴出口c1t 汽流速度 c1 喷嘴出口汽流速度 轮周速度 u 喷嘴损失 δhn 速比 喷嘴出口理想比焓 动叶进口压力

符号 Gn Ωm 单调节压力1压力2压力位 级 级 级 3级 t/h 67.03 66.24 66.24 46.57 — 0.06 0.06 0.06 0.07 — 0.97 0.97 0.97 0.97 kJ/k6.36 57.35 59.63 58.45 g kJ/k6.36 57.35 59.63 56.40 g m/s 464.1338.67 345.35 359.10 6 m/s 450.1328.51 334.99 348.38 8 m/s 172.7142.94 144.51 141.38 7 kJ/k6.36 3.39 3.52 3.42 g 0.36 0.36 0.41 0.41 0.38 479.9349.31 348.95 372.07 3 kJ/k3368.3339.63292.33224.g 94 5 0 27 MP6.11 5.01 4.11 3.07 a 1

Xa Ca h1t P1

备注 喷嘴出口理想比容 喷嘴进口滞止压力 喷嘴叶栅压比 叶型 符单号 位 V1t m3/kg Poo MPa εn1 0.75 — 调节压力1压力2压力级 级 级 3级 0.05 0.06 0.08 0.10 8.83 5.97 0.73 0.84 4.96 5.08 0.83 0.81 α1 出汽角 喷嘴流量μn 系数 e 部分进汽度 喷嘴出口An 面积 喷嘴高度 ln 各种损失Δhf 之和 动叶进口V1 比容 β1 动叶进汽角 动叶进汽w1 相对速度

— TC-1TC-1A TC-1A TC-1A A ° 13.00 11.30 11.50 11.60 — 0.97 0.97 0.97 0.97 — m2 mm kJ/kg m3/kg ° 0.41 1.00 0.01 0.01 1.00 1.00 0.01 0.01 25.03 23.72 27.18 22.80

3394.3343.03295.83215.00 4 2 50 0.05 0.06 0.08 0.10 20.85 0.34 0.33 0.33 m/s 284.5190.16 195.09 211.70 3 1

符单调节压力1压力2压力号 位 级 级 级 3级 余速损失 δhw1 kJ/k40.46 18.08 19.03 22.42

g 动叶理想Δhb kJ/k7.49 3.66 3.81 4.71 g 比焓降 动叶滞止Δhbo kJ/k47.95 21.74 22.84 27.12

g 理想比焓降 动叶出口w2t m/s 309.6208.52 213.72 232.99 0 角相对速度 Ψ — 0.92 0.93 0.96 0.92 动叶速度系数 动叶实际w2 m/s 285.8194.34 205.17 214.94 7 速度 动叶损失 δhb kJ/k7.10 2.86 1.79 4.02 g 动叶出口h2t kJ/k3367.3335.93291.03223.g 82 9 5 38 角比焓 动叶后蒸p2 MP5.97 4.96 4.09 3.02 a 汽压力 动叶后蒸h2 kJ/k3374.3338.83292.83227.g 92 4 4 40 汽焓 动叶后蒸V2 m3/0.06 0.06 0.08 0.10 kg 汽比容

1

备注

备注 盖度 符号 Δ 动叶进汽Gb 量 动叶出口Ab 面积 动叶高度 lb 根部反动Ωr 度 β2 动叶出口汽流角 c2 动叶出口绝对速度 动叶出汽α2 角 余速损失 δhc2 单调节压力1压力2压力位 级 级 级 3级 m 0.0020.002 0.002 0.002

5 t/h 67.03 66.24 66.24 46.58 m2 0.0120.0221 0.0246 0.0219 2 mm 27.53 25.72 29.18 22.80 — 0.04 0.03 0.03 0.04 ° 19.33 17.61 17.61 17.61 m/s 135.471.51 79.08 90.92

5 ° 44.29 38.18 35.86 45.68

9.17 2.56 3.13 4.13 kJ/kg 轮周损失 Δhu' kJ/kg μ1 — 系数 级的理想E0 kJ/kg 能量 轮周效率 ηu' — 单位蒸汽Wu —

92.54 52.21 55.00 57.24 1.00 1.00 1.00 1.00 59.36 58.45 60.31 58.56 0.80 0.89 0.91 0.83 92.54 52.21 55.00 57.24

1

备注 符号 单调节压力1位 级 级 0.80 0.89 0.00 0.00 1.20 1.20 4.03 2.64 压力2压力级 3级 0.91 0.83 0.00 0.00 1.20 1.20 2.43 2.76 的轮周功 校核轮周ηu'' — 效率 校核轮周△ηu — 效率 a — 叶高损失系数 叶高损失 ξhl kJ/kg 轮周比焓Δhu kJ/kg 降 轮周效率 ηu — 经验系数 K1 — 3V m/平均比容 kg Δpf MP压损 a 叶轮摩擦δhf kJ/kg 损失 速度系数 Ψt mm Δhi'kJ/k— =Δhg u 88.51 49.57 52.57 54.48 0.77 0.85 1.07 1.07 0.07 0.06 0.87 0.79 1.07 1.07 0.08 0.10 122.440.06 35.93 25.42 7 1.82 0.60 0.54 0.58 0.92 0.92 0.97 0.23 88.51 49.57 52.57 54.48

0.00 0.00 1.05 0.96 — 隔板漏风

Ap — 0.00 0.00 δhp kJ/k1.03 1.14 1

备注 损失 — 符号 级的总漏汽损失 轮周效率比焓降 级的有效比焓降 级效率 级内功率 下级喷理想进口焓 下级喷嘴理想滞止进口焓

δt(平均) δhδ kJ/kg Δhu’ kJ/kg Δhi kJ/kg ηi — Pis KW h3 h30 单调节压力1压力2压力位 级 级 级 3级 g — 0.07 0.06 0.05 0.06 9.61 9.31 9.32 1.56 92.54 13.09 12.80 57.24 81.51 39.12 42.20 52.54

0.71 0.67 0.70 0.76 5463.2591.02795.32446.78 4 7 80 kJ/k3396.3351.93305.63227.g 90 3 3 79 kJ/k3399.3354.43308.73231.g 50 9 6 40 表3.3 各级热力计算汇总2

备注 符号 单位 压力4压力5压力6压力7级 级 级 级 1

进气压力 po Mp 3.02 2.48 2.01 1.61 进汽比焓 ho kJ/kg 3237.3187.3136.3083.80 71 05 90 进汽比熵 s0 kJ/(k6.93 6.94 6.95 6.97 g·℃) 排气压力 Pc MPa 2.48 2.01 1.61 1.26 排汽理想hct kJ/kg 2944.2950.2957.2964.43 69 07 58 比焓 — 13.18 0.00 5.26 0.00 抽汽量 Δe 蒸汽量 Gn1 t/h 42.91 42.91 41.45 41.45 喷嘴后压P2 MPa 2.48 2.48 2.48 2.48 力 喷嘴后比V2t m3/kg 0.12 0.12 0.12 0.12 容 余速损失 δhc0 kJ/kg 2.38 2.38 2.93 2.79 2.54 2.38 2.93 2.79 级内初速μ0`δ— hc0 动能 理想比焓Δht kJ/kg 57.81 59.17 60.53 62.19 降 o ΔhkJ/kg 57.81 61.55 63.46 64.98 理想滞止t比焓降 m 0.92 0.93 0.95 0.96 平均直径 dm 喷嘴流量 Gn t/h 42.91 42.91 41.45 41.45 0.07 0.07 0.08 0.08 平均反动Ωm — 度 0.97 0.97 0.97 0.97 速度系数 Φ —

1

喷嘴理想Δhn kJ/kg 53.77 57.12 58.70 60.04 比焓降 喷嘴理想ΔhnkJ/kg 53.77 57.12 58.70 60.04 o 滞止焓降 喷嘴出口c1t m/s 327.9337.9342.6346.52 9 4 3 汽流速度 喷嘴出口c1 m/s 318.0327.8332.3336.18 5 6 3 汽流速度 m/s 143.7146.0148.4150.8轮周速度 u 3 8 4 0 喷嘴损失 δhn kJ/kg 3.18 3.38 3.47 3.55 Xa 0.42 0.42 0.43 0.43 速比 — Ca — — 340.0344.0347.9352.64 1 4 7 喷嘴出口h1t kJ/kg 3184.3130.3077.3023.03 60 35 86 理想比焓 动叶进口P1 MPa 2.52 2.03 1.62 1.27 压力 喷嘴出口V1t m3/kg 0.11 0.14 0.16 0.20 理想比容 喷嘴进口Poo MPa 3.02 2.48 2.01 1.61 滞止压力 0.83 0.82 0.80 0.79 喷嘴叶栅εn1 — 压比 叶型 — — TC-1TC-1TC-1TC-1A A A A

1

出汽角 喷嘴流量系数 部分进汽度 喷嘴出口面积 喷嘴高度 各项损失之和 动叶进口比容 动叶进汽角 动叶进汽相对速度 余速损失 α1 μn e An ° — — m2 11.80 13.00 13.40 13.20 0.97 0.97 0.97 0.97 1.00 1.00 1.00 1.00 0.02 0.02 0.02 0.02 ln mm 26.65 30.54 34.00 38.79 Δhf kJ/kg 3187.3133.3080.3027.21 97 82 41 V1 m3/kg 0.11 0.14 0.16 0.20 β1 w1 δhw1 ° m/s 0.36 0.36 0.36 0.37 179.6186.9189.3191.23 8 2 2 kJ/kg 16.13 17.48 17.92 18.28 动叶理想Δhb kJ/kg 4.05 4.43 4.76 4.94 比焓降 动叶滞止ΔhbkJ/kg 20.18 21.91 22.68 23.22 o 理想焓降 动叶出口w2t m/s 200.9209.3212.9215.50 4 8 0 角相对速 — 0.93 0.96 0.93 0.93 动叶速度Ψ 系数

1

动叶实际速度 动叶损失 动叶出口角比焓 动叶后蒸汽压力 动叶后蒸汽焓 动叶后蒸汽比容 盖度 动叶进汽量 动叶出口面积 动叶高度 根部反动度 动叶出口汽流角 动叶出口绝对速度 动叶出汽角 余速损失

w2 δhb h2t p2 187.24 kJ/kg 2.65 kJ/kg 3179.99 MPa 2.48 m/s 200.97 1.72 3128.54 2.01 198.07 3.06 3075.52 1.61 200.42 3.14 3021.72 1.26 h2 kJ/kg 3182.3130.3078.3024.64 26 58 85 V2 m3/kg 0.12 0.14 0.16 0.20 Δ Gb Ab lb Ωr β2 c2 α2 m t/h m2 m — ° m/s ° 0.002 0.002 0.002 0.002 42.91 42.91 41.45 41.45 0.0260.0290.0340.0415 2 3 2 28.65 32.54 36.00 40.79 0.04 0.04 0.04 0.04 17.61 17.61 17.61 17.61 68.98 76.53 74.70 77.13 60.90 53.52 58.41 60.43 δhc2 kJ/kg 2.38 2.93 2.79 2.97 1

轮周损失 系数 级的理想能量 轮周效率 单位蒸汽轮周功 校核轮周效率 校核轮周效率 叶高损失系数 叶高损失 轮周比焓降 轮周效率 经验系数 平均比容 压力损失 叶轮摩擦损失 速度系数 — Δhu' kJ/kg 49.60 53.53 54.14 55.32 μ1 — 1.00 1.00 1.00 1.00 E0 kJ/kg 55.43 58.62 60.67 62.00 ηu' — 0.89 0.91 0.89 0.89 Wu kJ/kg 49.60 53.53 54.14 55.32 ηu'' △ηu — — — 0.89 0.91 0.89 0.89 0.00 0.00 0.00 0.00 1.20 1.20 1.20 1.20 a ξhl kJ/kg 2.23 2.10 1.91 1.71 Δhu kJ/kg 47.37 51.42 52.23 53.61 ηu — K1 — V m3/kg Δpf MPa δhf kJ/kg 0.85 0.88 0.86 0.86 1.07 1.07 1.07 1.07 0.12 0.14 0.16 0.20 23.11 21.12 19.10 17.04 0.54 0.49 0.46 0.41 Ψt mm 0.23 0.35 0.36 0.36 Δhi'kJ/kg 47.37 51.42 52.23 53.61 =Δhu 1

— Ap 隔板漏风δhp 损失 — δt(平均) 级的总漏δhδ 汽损失 轮周效率Δhu’ 比焓降 级的有效Δhi 比焓降 ηi 级效率 级内功率 Pis 下级理想进口焓 下级喷嘴理想滞止进口焓 h3 h30 — 0.00 0.00 0.00 0.00 kJ/kg 0.92 0.86 0.77 0.66 — 0.05 0.05 0.04 0.04 kJ/kg 1.92 2.82 2.64 2.29 kJ/kg 5.07 5.79 5.32 4.66 kJ/kg 44.53 47.74 48.82 50.66 — 0.80 KW 1910.75 kJ/kg 3187.71 kJ/kg 3190.09

0.81 2048.47 3136.05 3138.98 0.80 2023.32 3083.90 3086.69 0.82 2099.74 3029.51 3032.49 表3.4 各级热力计算汇总3

备注 符号 单位 压力8压力级 9级 1

压力压力10级 11级

符单位 压力8压力压力压力号 级 9级 10级 11级 进气压力 po Mp 1.26 1.00 0.70 0.52 进汽比焓 ho kJ/kg 3029.3009.2955.2896.51 60 96 36 进汽比熵 s0 kJ/(k6.98 7.05 7.11 7.13 g·℃) 排气压力 Pc MPa 1.00 0.70 0.52 0.37 排汽理想hct kJ/kg 2971.2106.2112.2118.797 50 47 5 比焓 — 40.30 0.00 0.00 0.00 抽汽量 Δe 蒸汽量 Gn1 t/h 30.25 13.36 13.36 13.36 喷嘴后压P2 MPa 2.48 0.52 0.52 0.52 力 喷嘴后比V2t m3/kg 0.12 0.42 0.43 0.43 容 余速损失 δhc0 kJ/kg 2.97 3.14 0.00 11.58 2.97 3.14 0.00 11.58 级内初速μ0`δhc0 动能 理想比焓Δht kJ/kg 63.86 72.54 69.94 72.74 降 理想滞止Δhto kJ/kg 66.83 84.56 69.94 84.32 比焓降 m 0.98 0.97 0.99 1.01 平均直径 dm 喷嘴流量 Gn t/h 30.25 48.11 13.36 13.36 0.08 0.07 0.75 0.08 平均反动Ωm —

1

备注

备注 符号 单位 压力8压力级 9级 压力压力10级 11级 度 — 0.97 0.97 0.97 0.97 速度系数 Φ 喷嘴理想Δhn kJ/kg 61.49 67.32 17.49 77.58 比焓降 喷嘴理想ΔhnkJ/kg 61.49 67.32 17.49 77.58 o 滞止焓降 喷嘴出口c1t m/s 350.6366.9187.0393.98 5 1 0 汽流速度 m/s 340.1355.9181.4382.0喷嘴出口c1 6 4 0 8 汽流速度 m/s 153.1152.3155.5158.6轮周速度 u 5 7 1 5 喷嘴损失 δhn kJ/kg 3.63 3.98 1.03 4.58 Xa — 0.43 0.40 0.42 0.42 速比 — Ca — 357.3380.9374.0381.48 2 1 2 喷嘴出口h1t kJ/kg 2968.2942.2938.2818.02 25 48 78 理想比焓 动叶进口P1 MPa 0.98 0.72 0.65 0.36 压力 喷嘴出口V1t m3/kg 0.24 0.32 0.36 0.57 理想比容 喷嘴进口Poo MPa 1.26 0.66 0.70 0.52 滞止压力

1

备注 喷嘴叶栅压比 叶型 出汽角 喷嘴流量系数 部分进汽度 喷嘴出口面积 喷嘴高度 各项损失之和 动叶进口比容 动叶进汽角 动叶进汽相对速度 余速损失 符号 εn1 — α1 μn e An 单位 压力8压力压力压力级 9级 10级 11级 — 0.78 0.76 0.93 0.69 — ° — — m2 TC-1TC-1TC-1TC-2A A A A 13.00 13.00 13.00 13.26 0.97 0.97 0.97 0.97 1.00 1.00 1.00 1.00 0.02 0.01 0.03 0.02 ln mm 33.05 20.03 40.88 31.42 Δhf kJ/kg 2971.2490.2939.2823.66 00 51 36 V1 m3/kg 0.24 0.33 0.36 0.57 β1 w1 δhw1 ° m/s 0.38 19.80 1.04 0.34 193.2208.843.39 228.89 5 1 kJ/kg 18.68 21.80 0.94 26.18 动叶理想Δhb kJ/kg 5.35 5.22 52.46 6.75 比焓降

1

符单位 号 动叶滞止ΔhbkJ/kg o 理想焓降 动叶出口w2t m/s 角相对速 — 动叶速度Ψ 系数 动叶实际w2 m/s 速度 动叶损失 δhb kJ/kg 动叶出口h2t kJ/kg 角比焓 动叶后蒸p2 MPa 汽压力 动叶后蒸h2 kJ/kg 汽焓 动叶后蒸V2 m3/kg 汽比容 Δ m 盖度 动叶进汽Gb t/h 量 m2 动叶出口Ab 面积 动叶高度 lb mm — 根部反动Ωr

备注 压力8压力压力压力级 9级 10级 11级 24.03 27.03 53.40 32.92 219.2232.5326.8256.62 2 0 1 0.93 0.92 0.93 0.96 204.09 3.20 2965.65 0.97 214.62 4.00 2941.01 0.70 304.58 7.02 2886.02 0.52 246.34 2.58 2823.62 0.37 2968.2941.2893.2826.85 00 03 20 0.25 0.33 0.43 0.56 0.002 0.002 0.002 0.002 30.25 13.36 13.36 13.36 0.0360.0200.0180.0303 7 8 4 35.05 22.00 42.88 33.42 0.05 0.05 0.74 0.05 1

备注 度 动叶出口汽流角 动叶出口绝对速 动叶出汽角 余速损失 轮周损失 系数 级的理想能量 轮周效率 单位蒸汽轮周功 校核轮周效率 校核轮周效率 叶高损失系数 叶高损失 轮周比焓降

符号 β2 c2 α2 单位 压力8压力级 9级 ° m/s ° 压力压力10级 11级 17.61 17.61 17.61 17.61 79.27 84.03 152.2104.71 1 60.64 51.94 0.29 0.74 δhc2 kJ/kg 3.14 3.53 11.58 5.48 Δhu' kJ/kg 56.86 61.03 50.31 71.68 μ1 — 1.00 1.00 1.00 1.00 E0 kJ/kg 63.69 72.55 58.36 78.84 ηu' — 0.89 0.84 0.86 0.91 Wu kJ/kg 56.86 61.04 50.31 71.68 ηu'' △ηu — — — 0.89 0.84 0.86 0.91 0.00 0.00 0.00 0.00 1.20 1.20 1.20 1.20 a ξhl kJ/kg 2.06 3.33 1.48 2.74 Δhu kJ/kg 54.79 57.70 48.83 68.94 1

备注 轮周效率 经验系数 平均比容 压力损失 叶轮摩擦损失 速度系数 Ψt mm 0.24 0.23 0.23 0.23 — Δhi'kJ/kg 54.79 56.03 48.83 68.94 =Δhu 符号 ηu K1 V Δpf δhf 单位 压力8压力级 9级 — 0.86 0.80 — 2.00 1.07 m3/kg 0.24 0.32 MPa 27.96 3.33 kJ/kg 0.92 0.25 压力10级 0.84 1.07 0.39 10.05 0.75 压力11级 0.87 1.07 0.57 7.71 0.58 — Ap 隔板漏风δhp 损失 — δt(平均) 级的总漏δhδ 汽损失 轮周效率Δhu’ 比焓降 级的有效Δhi 比焓降 ηi 级效率 级内功率 Pis

— 0.00 0.00 0.00 0.00 kJ/kg 0.76 0.65 0.56 1.03 — 0.04 0.03 0.03 0.04 kJ/kg 1.76 2.37 1.29 3.69 kJ/kg 4.58 61.04 3.32 7.46 kJ/kg 52.27 56.03 46.99 64.22 — 0.82 0.77 0.81 0.81 KW 1581.748.7627.9858.247 4 2 4 1

符单位 压力8压力压力压力号 级 9级 10级 11级 下级喷嘴h3 kJ/kg 2973.2995.2896.2833.44 96 36 65 理想进焓 下级喷嘴h30 kJ/kg 2976.3002.2907.2839.58 23 94 14 理想滞止进口焓 备注 表3.5各级热力计算汇总4

符单位 压力压力压力压力号 12级 13级 14级 15级 进气压力 po Mp 0.37 0.25 0.16 0.10 进汽比焓 ho kJ/kg 2833.2768.2699.2625.65 82 50 30 进汽比熵 s0 kJ/(k7.15 7.18 7.20 7.22 g·℃) 排气压力 Pc MPa 0.25 0.16 0.10 0.06 排汽理想hct kJ/kg 2125.2132.2139.2145.30 88 94 74 比焓 — 8.40 0.00 0.00 10.36 抽汽量 Δe 蒸汽量 Gn1 t/h 11.03 11.03 11.03 8.15 喷嘴后压P2 MPa 0.52 0.52 0.52 0.52 力 喷嘴后比V2t m3/kg 0.43 0.44 0.45 0.45

1

备注

容 余速损失 级内初速动能 级理想比焓降 级理想滞止比焓降 平均直径 喷嘴流量 平均反动度 速度系数 喷嘴理想比焓降 喷嘴理想滞止焓降 喷嘴出口汽流速度 喷嘴出口汽流速度 轮周速度 δhc0 kJ/kg 5.48 4.18 4.27 4.62 μ0`δ— 5.48 4.18 4.27 4.62 hc0 Δht kJ/kg 75.59 78.50 81.47 84.49 Δhto kJ/kg 81.08 82.68 85.74 89.11 dm Gn Ωm m t/h — 1.03 1.05 1.07 1.09 11.03 11.03 11.03 8.15 0.08 0.08 0.09 0.10 Φ — 0.97 0.97 0.97 0.97 Δhn kJ/kg 74.99 76.40 78.03 80.20 ΔhnkJ/kg 74.99 76.40 78.03 80.20 o c1t c1 u 喷嘴损失 δhn Xa 速比 — Ca

387.29 m/s 375.67 m/s 161.79 kJ/kg 4.43 — 0.42 — 388.81

m/s 390.88 379.16 164.93 4.51 0.42 396.2395.04 383.18 168.08 4.61 0.42 403.6400.49 388.48 171.22 4.74 0.42 411.0

喷嘴出口理想比焓 动叶进口压力 喷嘴出口理想比容 喷嘴进口滞止压力 喷嘴叶栅压比 叶型 出汽角 喷嘴流量系数 部分进汽度 喷嘴出口面积 喷嘴高度 压力损失 h1t P1 3 4 6 7 kJ/kg 2758.2692.2621.2545.66 42 47 10 MPa 0.25 0.17 0.10 0.06 V1t m3/kg 0.75 1.06 1.61 2.55 Poo MPa εn1 — α1 μn e An — — ° — — m2 0.37 0.25 0.16 0.10 0.69 0.66 0.63 0.61 TC-2TC-2TC-2TC-1A A A A 13.00 13.00 14.10 13.60 0.97 0.97 0.97 0.97 1.00 1.00 1.00 1.00 0.02 0.03 0.05 0.05 ln mm 33.44 44.86 66.13 75.08 Δhf kJ/kg 2763.2696.2626.2549.09 94 08 84 3Vm/kg 0.76 1.06 1.61 2.55 动叶进口1 比容 ° 0.36 0.37 0.37 0.37 动叶进汽β1

1

角 动叶进汽w1 m/s 219.8220.5221.5223.80 1 6 5 相对速度 余速损失 δhwkJ/kg 24.16 24.31 24.54 25.05 1 动叶理想比焓降 动叶滞止理想焓降 动叶出口角相对速 动叶速度系数 动叶实际速度 动叶损失 动叶出口角比焓 动叶后蒸汽压力 动叶后蒸汽焓 动叶后蒸汽比容 盖度 动叶进汽

Δhb kJ/kg 6.08 6.28 7.72 8.91 ΔhbkJ/kg 30.24 30.60 32.26 33.97 o w2t Ψ w2 δhb h2t p2 m/s — m/s 245.9247.3254.0260.61 7 1 4 0.93 0.93 0.93 0.93 230.06 4.13 2690.32 0.16 236.48 4.30 2618.03 0.10 242.39 4.59 2540.81 0.06 228.70 kJ/kg 4.08 kJ/kg 2758.06 MPa 0.25 h2 kJ/kg 2762.2694.2622.2545.15 45 33 40 V2 m3/kg 0.76 1.07 1.64 2.62 Δ Gb m t/h 0.002 0.002 0.002 0.002 11.03 11.03 11.03 8.15 1

量 动叶出口面积 动叶高度 根部反动度 动叶出口汽流角 动叶出口绝对速 动叶出汽角 余速损失 轮周损失 系数 级的理想能量 轮周效率 单位蒸汽轮周功 校核轮周效率 校核轮周效率 叶高损失系数

Ab lb Ωr β2 c2 α2 m2 m — ° m/s ° 0.0360.0510.0760.0886 3 4 0 35.44 46.86 68.13 77.08 0.04 0.03 0.03 0.03 17.61 17.61 17.61 17.61 91.38 92.46 96.11 99.05 0.93 0.97 0.96 0.95 δhc2 kJ/kg 4.18 4.27 4.62 4.91 Δhu' kJ/kg 68.38 69.76 72.22 74.87 μ1 — 1.00 1.00 1.00 1.00 E0 kJ/kg 76.90 78.40 81.13 84.20 ηu' — 0.89 0.89 0.89 0.89 Wu kJ/kg 68.38 69.76 72.22 74.87 ηu'' △ηu — — — 0.89 0.89 0.89 0.89 0.00 0.00 0.00 0.00 1.20 1.20 1.20 1.20 1

a

叶高损失 轮周比焓降 轮周效率 经验系数 平均比容 压力损失 叶轮摩擦损失 速度系数 — ξhl kJ/kg 2.45 1.87 1.31 1.20 Δhu kJ/kg 65.93 67.89 70.91 73.68 ηu — K1 — V m3/kg Δpf MPa δhf kJ/kg 0.86 1.07 0.76 6.34 0.57 0.87 1.07 1.07 4.97 0.45 0.87 2.00 1.62 6.70 0.61 0.88 2.00 2.58 4.62 0.57 Ψt mm 0.36 0.36 0.24 0.24 Δhi'kJ/kg 65.93 67.89 70.91 73.68 =Δhu — Ap 隔板漏风δhp 损失 — δt(平均) 级的总漏δhδ 汽损失 轮周效率Δhu’ 比焓降 级的有效Δhi 比焓降 ηi 级效率

— 0.00 0.00 0.00 0.00 kJ/kg 0.89 0.66 0.46 0.41 — 0.04 0.03 0.02 0.02 kJ/kg 3.33 2.52 1.20 1.10 kJ/kg 6.68 5.05 2.97 2.71 kJ/kg 61.71 64.71 69.25 72.16 — 0.80 0.83 0.85 0.86 1

级内功率 Pis 下级喷嘴h3 理想进焓 下级喷嘴h30 理想滞止进口焓

KW 680.6713.7763.8588.38 7 3 4 kJ/kg 2768.2699.2625.2548.82 50 30 11 kJ/kg 2773.2703.2629.2553.00 77 92 01

表3.6 各级热力计算汇总5

符单位 压力号 16级 进气压力 po Mp 0.06 进汽比焓 ho kJ/kg 2548.11 进汽比熵 s0 kJ/(k7.24 g·℃) 排气压力 Pc MPa 0.03 排汽理想hct kJ/kg 2151.80 比焓 0.00 抽汽量 Δe — 蒸汽量 Gn1 t/h 8.15 喷嘴后压P2 MPa 0.52

1

备注 压力17级 0.03 2466.60 7.26 0.02 2157.71 0.00 8.15 0.52 压力18级 0.02 2381.56 7.28 0.01 2164.25 0.00 8.15 0.52 压力19级 0.01 2292.49 7.31 0.00 2171.86 0.00 8.15 3.88

备注 力 喷嘴后比容 余速损失 级内初速动能 理想比焓降 级理想滞止焓降 平均直径 喷嘴流量 平均反动度 速度系数 喷嘴理想比焓降 喷嘴理想滞止焓降 喷嘴出口汽流速度 喷嘴出口汽流速度 轮周速度

符号 单位 压力压力压力压力16级 17级 18级 19级 V2t m3/kg 0.46 0.46 0.47 0.10 δhc0 kJ/kg 4.91 5.87 7.85 10.44 μ0`δ— 4.91 5.87 7.85 10.44 hc0 Δht kJ/kg 88.35 92.29 97.13 102.11 Δhto kJ/kg 93.25 98.16 104.9112.58 5 dm m 1.12 1.14 1.17 1.20 Gn t/h 8.15 8.15 8.15 8.15 Ωm — 0.12 0.25 0.36 0.36 Φ 0.97 0.97 0.97 0.97 — Δhn kJ/kg 82.06 73.62 67.19 72.03 ΔhnkJ/kg 82.06 73.62 67.19 72.03 o c1t c1 u m/s m/s m/s 405.1383.7366.5379.52 1 7 6 392.9372.2355.5368.17 0 7 7 175.1179.0183.7188.51

备注 符号 喷嘴损失 δhn Xa 速比 Ca — 喷嘴出口理想比焓 动叶进口压力 喷嘴出口理想比容 喷嘴进口滞止压力 喷嘴叶栅压比 叶型 出汽角 喷嘴流量系数 部分进汽度 喷嘴出口面积

h1t P1 单位 压力16级 4 kJ/kg 4.85 0.42 — — 420.35 kJ/kg 2466.05 MPa 0.03 压力17级 7 4.35 0.42 429.62 2392.99 0.02 压力18级 8 3.97 0.42 440.76 2314.38 0.01 压力19级 0 4.26 0.42 451.90 2220.46 0.00 V1t m3/kg 4.23 6.98 12.40 25.86 Poo MPa εn1 — α1 μn e An — — ° — — m2 0.06 0.03 0.02 0.01 0.58 0.60 0.61 0.56 TC-1TC-1TC-1TC-1A A A A 13.50 13.00 13.00 13.40 0.97 0.97 0.97 0.97 1.00 1.00 1.00 1.00 0.09 0.15 0.28 0.57 1

符号 喷嘴高度 ln 各项损失之和 动叶进口比容 动叶进汽角 动叶进汽相对速度 余速损失 动叶理想比焓降 动叶滞止理想焓降 动叶出口相对速度 动叶速度系数 动叶实际速度 动叶损失 动叶出口

备注 Δhf V1 β1 w1 δhw1 单位 压力压力16级 17级 mm 111.42 189.84 kJ/kg 2470.2397.90 34 m3/kg 4.24 7.00 ° m/s 压力压力18级 19级 343.8675.22 9 2318.2224.35 71 12.42 25.91 0.40 0.43 0.46 0.45 225.7201.7181.2189.37 8 8 2 kJ/kg 25.49 20.36 16.43 17.92 Δhb kJ/kg 11.19 24.54 37.79 40.52 ΔhbkJ/kg 36.68 44.90 54.22 58.44 o w2t Ψ w2 δhb h2t m/s — m/s 270.8299.6329.3341.84 5 1 7 0.93 0.93 0.93 0.93 251.6278.3305.9317.61 8 3 0 kJ/kg 5.02 6.15 7.43 8.00 kJ/kg 2459.2374.2284.2190.1

备注 角比焓 动叶后蒸汽压力 动叶后蒸汽焓 动叶后蒸汽比容 盖度 动叶进汽量 动叶出口面积 动叶高度 根部反动度 动叶出口汽流角 动叶出口绝对速度 动叶出汽角 余速损失 轮周损失

符号 p2 单位 压力压力压力压力16级 17级 18级 19级 76 32 43 38 MPa 0.03 0.02 0.01 0.00 h2 kJ/kg 2464.2380.2291.2198.79 46 86 39 V2 m3/kg 4.41 7.90 15.33 32.60 Δ Gb Ab lb Ωr β2 c2 α2 m t/h m2 m — ° m/s ° 0.002 0.002 0.002 0.002 8.15 8.15 8.15 8.15 0.1420.2310.4080.8378 5 6 0 113.4191.8345.8677.22 4 2 9 0.02 0.10 0.09 -0.47 17.61 17.61 17.61 17.61 108.3125.2144.5152.53 6 3 9 0.99 0.85 0.75 0.75 δhc2 kJ/kg 5.87 7.85 10.44 11.64 Δhu' kJ/kg 77.51 79.81 83.14 88.65 1

压力压力压力压力16级 17级 18级 19级 1.00 1.00 1.00 1.00 系数 87.38 90.31 94.54 100.9级的理想1 能量 0.89 0.88 0.88 0.88 轮周效率 ηu' — 单位蒸汽Wu kJ/kg 77.51 79.81 83.14 88.65 的轮周功 0.89 0.88 0.88 0.88 校核轮周ηu'' — 效率 0.00 0.00 0.00 0.00 校核轮周△η— u 效率 1.20 1.20 1.20 1.20 叶高损失a — 系数 叶高损失 ξhl kJ/kg 0.83 0.50 0.29 0.16 轮周比焓Δhu kJ/kg 76.68 79.31 82.85 88.49 降 0.88 0.88 0.88 0.88 轮周效率 ηu — 2.00 2.00 2.00 2.00 经验系数 K1 — 平均比容 V m3/kg 4.32 7.45 13.88 29.26 压力损失 Δpf MPa 3.09 2.00 1.22 0.66 叶轮摩擦δhf kJ/kg 0.38 0.25 0.15 0.08 损失 速度系数 Ψt mm 0.24 0.24 0.24 0.24 Δhi'kJ/kg 76.68 79.31 82.85 88.49 — =Δh

1

备注 符单位 号 μ1 — E0 kJ/kg

备注 符号 u 单位 压力压力压力压力16级 17级 18级 19级 0.00 0.00 0.00 0.00 — kJ/kg 0.26 0.15 0.09 0.05 — 0.01 0.01 0.00 0.00 Ap — 隔板漏风δhp 损失 δt(— 平均) 级的总漏δhδ 汽损失 轮周效率Δhu’ 比焓降 级的有效Δhi 比焓降 ηi 级效率 级内功率 Pis 下级喷嘴h3 理想进焓 下级喷嘴h30 理想滞止进口焓

kJ/kg 0.72 0.44 0.26 0.14 kJ/kg 1.82 1.10 0.63 0.34 kJ/kg 75.69 78.71 82.51 88.31 0.87 — KW 617.12 kJ/kg 2466.60 kJ/kg 2472.47 0.87 641.72 2381.56 2389.41 0.87 672.66 2292.49 2302.93 0.88 719.95 2198.73 2210.37 1

1．在数据汇总表后计算整机内功率Pi Pi=ΣPi s = 30593kW

2．机组各级有效比焓降之和ΣΔhi =1219kJ/kg 3.6 整机相对内效率核算及修正 1．整机相对内效率的核算

(1)计算效率ηri\"

ηri\"=Σδhi/(Δhtmac)’ = 78.8% (2)计算误差Δηri(与初选值比较) Δηri=ηri-ηri\" = 0.03%<1% 2．计算轴端功率Pe Pe=Pi×ηm = 25017kW

发电机功率Pel=Pe×ηg = 20053kW，符合经济设计要求。

1

结论

本设计对CC25-8.83/4.0/1.0双抽调整式供热机组进行了全面性的热力系统的设计，通过根据工业与采暖抽汽参数来选定辅助系统，并通过计算各级蒸汽流量和焓降来确定调节级和各压力级的基本尺寸。

寻找高效的设计方法很重要，汽轮机工业设计数据要求严谨，计算量又大，人工手算误差和效率都很大，因此制作excel计算模板是前期的重要工作。一开始的时候，我对这问题并不重视，以至于频繁出现数据冲突，常常不得不重新计算。长此以往，不仅导致数据计算进展缓慢，也引起了我的消极心理，甚至有段时间不想再算，幻想最后阶段捏造虚假数据。设计前期，计算搁置了很长时间，几乎零进度。后来罗老师与我详谈，我才开始重整旗鼓，积极寻找问题的根源。不是摄于罗老师的严厉，主要是觉得这次设计太重要了，不能荒废这样的锻炼机会。正因为手算错得太多，痛定思痛，我才决定亲自设计一个计算模板。这项工作花费了大量时间，但是也收获不菲，后来的数据几乎可以达到零误差。后面数据计算非常快，而且又精准，这实在令人信心倍增。此役之后，我对excel模板的重要不再怀疑了。

设计工作的态度更重要，直接影响到设计的质量。毕业设计的时间很充裕，以至于大多数人都会严重低估了它的难度，前期不及时着手收集资料，中期又不努力计算数计，导致问题全都积压到了后期。这样的问题很普遍，而且笔者本身就是反面教材。设计需要的专业知识非常多，往往一个数据就要翻阅一本书，数据上的问题不是不重要，而是大多数人根本不知道，或者是有意忽略它。这考验的是设计人员的毅力、恒心与细致，缺一不可。

1

参考文献

[1] 黄新元 . 热力发电厂课程设计[M] ．北京:中国电力出版社,2004． [2] 康松、杨建明、胥建群 . 汽轮机原理[A] . 中国电力出版社，2000.

[3] 沈士一，庄贺庆，康松，庞立云 . 汽轮机原理[A] . 水利电力出版社，1992. [4] 翦天聪主编 . 汽轮机原理[A] . 中国电力出版社，1992 .

[5] 冯慧雯主编 . 汽轮机课程设计参考资料[A] . 水利电力出版社，1992. [6] 叶涛 . 热力发电厂[M] ．北京：中国电力出版社，2006.

[7] 黄秀华 ．我国首台200MW双抽凝汽两用机组特点及应用[J] ．长春：东北电力设

计院，1995.

[8] 王兴国,高志 . 引进型200MW双抽供热汽轮机技术特点简介[J] ． 河北：河北省电

力试验研究所，2002．

[9] 王钟，黄涛 ．200MW供热机组热力系统优化设计[J] ．长春东北电力设计院，2003 [10] 付昶，武学素，李晗 ．200MW机组双抽凝汽式汽轮机性能分析[J] ．西安：国电热

工研究院，2004．

[11] 崔增娥，张俊芬，秦立峰，吴泽谦 ．双抽机组工况图的画法分析[J] ．哈尔滨：哈尔

滨汽轮机厂有限责任公司，2005.

[12] Klaus M. Retzlaff ，W. Anthony Ruegger . Steam Turbines for Ultra-supercritical

Power Plants[R] . GE power system Schenectady ，1975.

[13] Carl A. Pasurka Jr . Decomposing electric power plant emissions within a joint

production framework[J] . U.S. Environmental Protection Agency , 2004．

1

致谢

这份设计不容易啊，那些专业参考资料对我这种菜鸟来说如有天书，之所以能按时完成，那真的是要感谢罗向龙老师的频频指导不吝赐教，特别是那天晚上花费了大量时间给我解释计算方法。

关于双抽的论文真的非常少，从外文翻译阶段开始，资料就一直很难查到，那段时间每次向罗老师汇告我都挺犯愁的，只能谎称正在翻译中。不是我没去找，而是压根没有，唯一标着“双抽”两字的外文却竟然出自GDUT——罗老师写的。真是黑色幽默，找外文找到自家来了。题目非常契合我的双抽设计，我当时真的很想厚着脸皮翻译下来。后来想想，觉得老师的文献，老师一眼就能看出翻译的纰漏，我自认专业英语属于三流，必定逃不过罗老师的法眼，于是只好弃之不用了。黄钟毁弃瓦釜雷鸣是最无奈是事啊！话说罗老师真的很厉害，都是用Google talk和外国工程师交流，还发表外语论文到外国网站，可惜我们从没认真过，鸡毛蒜皮都没学到。

其实很长一段时间我都在备考，设计因此束之高阁，好在罗老师通情达理，知道后并没有为难我，我如获大赦，我知道不是谁都那么好说话的。罗老师治学严谨众所周知，之前一直怕他责怪才迟迟没有说明实情，是我多虑了。

双抽的设计参考资料一样少，很多数据不知从何下手，每次汇报我都问了很多问题，而且还是很白痴的问题，要是别人，说不定早已经对我嗤之以鼻了，只有罗老师每次都很耐心地回答我，真的由衷感激他，传道授业者，如是也。不知道领导看不看致谢信，要是领导真心在看，那我还真想给罗老师请功。

这次数据怎么选，选多少，一开始我心里确实很没底，但是也绝对做捏造数据那样的勾当，本人不是正人君子，但也算老实。所幸，我们是有计算模板的，不仅减少了计算误差，更是大量的节省了时间和精力。这件事很有启示，在工作中使用高效的方法是十分必要的。不过，模板不全，后来我被迫亲自设计了一份，那是一项很艰难的工作，工作量不是一般的大，花费的时间比手算还多。但是它的计算效率也是手算的几千倍，精准度更是无可挑剔。最重要的是，更改数据一个键就搞定了，无需反复校核。我最后之所以没有沦落到抄袭，完全是这个新模板的功劳。要是这模板再不开发出来，就是罗老师站在我面前，我也铁定要抄袭数据了。

每次设计我们都收获不菲，除了汽轮机原理，还有涉及工程制图、工程热力学等，

1

最让我开心的莫过于office和CAD得到了强化。好像每次设计我怕都发现自己的office技能很烂，但每次都迅速地消化了这些新知识，这样的学习方法真是痛并快乐着，过程很辛苦，但次次都所获不菲。这次毕业设计真的是我毕业前的一次预演，不久之后我将从事真正的汽轮机设计，现在有点磨刀霍霍向猪羊的兴奋了。最可惜的是，大学几年都没学到罗向龙老师一点点皮毛，以后没机会了，也许当初根本没想过自己会在本专业里呆着，这对我极不安分的天性是一种讽刺。

现在我非常喜欢设计，通过理论与实际的结合我摸索到了设计的一些核心内容，这对我日后的设计工作会有所帮助的。感谢毕业让我重温了汽轮机设计的规律，重新掌握了汽轮机的热力计算方法，学会使用热力计算标准，使我具有汽轮机设计的初步能力，我想，我应该不会辜负广重的。

此次设计让我感触很深，一开始调节级阶段就有不少的参数需要查表，还有一些是根据经验来取，真是让人头疼，忍不住在这里吐槽了。最麻烦的是，双抽机组的进气量是没有现成计算公式的，我摸索了很久也没有找出个子丑寅卯，还白白浪费了很多时间。后来还是罗老师纠正了我的误区，还给了我一个方程组，这种方程算法很新颖，是书上没见过的，但考虑的因素都很周全，可见罗老师在汽轮机方面的造诣很深。希望直系师弟师妹不要拿着死板的公式自己啃，最好和老师加强沟通，免得事倍功半。

这已经是第三次编辑致谢信了，我没想到自己还有这么多感想，也许是因为这次设计工作量太大了感触太深，也许是因为离校在即。设计的最后一个月，我从一个打酱油的迅速卷入风暴，工作量忽然暴涨，开始频繁熬夜，甚至有一天真的是忙到通宵达旦。感谢罗老师给了我很多时间，我知道我一直是小组最后一个交稿的，初稿终稿都是最后，是你给我延长时间。作为回馈，我会给你一份上乘的设计说明书，虽然数据没法到达真正的工业要求，但是我可以保证，每个数据都是真实的、有据可查的。排版已经改完了，请过目。

别了，和尚庙，混不好我就不回来了！多年之后当我携妻挈子归来的时候，我会告诉人家我曾经在这和尚庙当过和尚。

1