600mw中间再热机组汽轮机设计课程设计论文(编辑修改稿)

600mw中间再热机组汽轮机设计课程设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

n 2 0 . 52 3 1 . 0c w      动叶部分计算 (1) 动叶出口相对速度 2tw 和 2w 0 2 2212 2 0 . 0 5 8 5 1 0 0 0 2 3 1 . 0 2 4 8 . 7 /t m tw h w m s          2 22 8. 32 6 /w m s 600MW 中间再热机组汽轮机设 计 19  —— 动叶叶速度系数，由  与 m 与 2tw 的关系曲线查得 。 （ 2）动叶等比熵出口参数 2th 与 2tv 021 3 3 2 7 . 6 0 . 0 5 8 5 3 3 2 3 . 4 /t m th h h K J k g        由 2th ， 1 6. 44 9 /( )s K J kg K ，查得 32 /tv m kg （ 3）动叶出口面积 bA 4 2225 3 2 . 7 0 . 0 2 5 8 3 1 0 5 9 0 . 50 . 9 3 7 2 4 8 . 7btbbtGvA c mw    式中， b —— 动叶流量系数，查图 得   bG —— 动叶进口流量，未考虑叶顶漏汽量，即取 /bnG G kg s （ ４）动叶高度 bl 由 31 /tv m kg 、 32 /tv m kg 可知，进出口比容相差不大，故可取 39。 bbll ，根据喷嘴高度 nl 有 6 4 2 1 6 7b n t rl l m m         其中 t —— 叶顶盖度，查表 得 2t mm r—— 叶根盖度，查表 得 1r mm （５）动叶汽流出口角 2 2 5 9 0 . 5 1 0 0s i n 0 . 2 8 2 36 7 1 0 5 0bbbAdl     式中， 1050bmd d mm 因此 2   根据动静叶的式作条件和配对要求，动叶型号选用 TP1A 型。 （６）作动叶出口速度三角 形 600MW 中间再热机组汽轮机设 计 20 由 2w 、 2 、 u 确定速度三角形， 2 2 2 22 2 2 22 c o s 2 2 9 . 8 1 6 4 . 9 2 2 2 9 . 8 1 6 4 . 9 c o s 1 6 . 4 8 5 . 4 /c w u w u m s           222 2s i n 2 2 9 . 8 0 . 2 8 2 3a r c s i n s i n 4 9 . 48 5 . 4w a r cc      (7)动叶损失 bh 2 22 0 2 22 ( 1 ) ( 1 ) ( 1 ) /2 2020tbb wh h K J k g           （８）余速损失2ch 2222 3. 64 8 /2 20 00c ch KJ k g    （９）作出调节级动叶的进出口速度三角形 级内损失的计算 在调节级中，蒸汽处于过热蒸汽区，故没有湿汽损失。 存在下列损失：叶高损失 lh 、扇形损失、叶轮摩擦损失和漏汽损失。 （１）叶高损失 lh 轮周有效比焓降 20 8 5 4 . 7 7 2 4 . 5 5 2 3 . 6 4 8 7 2 . 0 2 8 /u t b ch h h h h K J k g             故 1 . 6 7 2 . 0 2 8 1 . 8 0 1 /64luah h K J k gl      式中取系数  时，已经包括扇形损失，故 h 不需另外计算。 600MW 中间再热机组汽轮机设 计 21 （２）叶轮摩擦损失 fh 312 0 . 0 2 5 6 8 0 . 0 2 6 0 3 0 . 0 2 5 8 6 /22vvv m k g    2 32331 ( 10 50 10 )( ) 1. 1 ( ) 21 0. 310 0 10 0 0. 02 58 6mf duP K KW      0. 39 2 / Ph KJ k gG    1K—— 经验系数， 1 ~  ，取 1 。 （３）漏汽损失 h 取叶顶轴向间隙 mm  2 .0 0 .0 2 9 967z zbl    由 1050 1 5 .6 7 , 0 .0 567b mbdl    查图 得   取 mm 得   ，查图１ . 得 1 。 由  、 mm  查图 得 2   由 39。 7 2 . 0 2 8 2 . 1 6 2 6 9 . 8 6 6 /i u lh h h K J k g       所以叶顶漏汽损失 39。 1210 . 2 5 0 . 0 3 5 7 0 . 3 8 6 9 . 4 1 . 1 7 9 /s i n 0 . 9 6 7 0 . 2 0 7 9zttih h K J k g         隔板漏汽损失 39。 /piGh h K J k gG      0 . 4 5 2 1 . 1 7 9 1 . 6 3 1 /pth h h K J k g       （ ４ ）部分进汽损失 eh 鼓风损失 2311( 1 ) 0 . 1 5 ( 1 0 . 8 ) 0 . 4 0 . 0 0 2 42 0 . 8cwa eB e e xe          式中， ce —— 装有护罩的胡弧段长度与整个圆周长度之比，一般不使用护罩，故 0ce。 600MW 中间再热机组汽轮机设 计 22 Be —— 与级数有关的系数，对单列级 。 斥汽损失 31 1 4 0 . 40 . 0 1 2 0 . 0 2 2 90 . 8 1 0 5 0 1 0ns e amsCxed      式中， ns —— 喷嘴组数，取 4ns ， eC—— 与级有关的系数，单列级  故有 0 . 0 0 2 4 0 . 0 2 2 9 0 . 0 2 5 3e w s       调节后一般没有抽汽，取余速利用系数为 1 1 故2020 8 5 3 . 6 4 8 8 1 . 3 5 2 /tcE h h K J k g      所以 0 8 1 . 3 5 2 0 . 0 2 5 3 2 . 0 5 8 /eeh E KJ k g    （ 5）级内各项损失之和 h 1 . 8 0 1 0 . 3 9 2 1 . 6 3 1 2 . 0 5 8 5 . 8 8 2 /l f eh h h h h K J k g            级效率与内功率的计算 （ 1）级的有效比焓降 ih 7 2 . 0 2 8 5 . 8 8 2 6 6 . 1 4 6 /iuh h h K J k g       （２）级效率 i 06 1 .1 4 6 0 .8 1 38 1 .3 2 5ii hE    （３）级的内功率 iP 35467iiP G h K W     调节级热力参数明细表 （见附表一） 600MW 中间再热机组汽轮机设 计 23 5 非调节级计算 全机关键参数的拟定 全机的第一非调节级平均直径的确定 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的大小对通流部分的成型影响较大，由于调节级是部分进汽，与第一非调节级不同，因此这两级的只不能相等，否则就不能保证第一非调节级进汽均匀，一般这两个直径之差不小于50— 100mm。 由于调节级平均直径已确定，这里选取 1md =960mm。 全机末级直径的确定 由连续方程 22zzC Z m bG V d l C Sin ，适当变化后，得： 2 23 2 2 . 2 4 2 1 . 3 6 4 3 2 . 53 . 1 4 2 0 . 0 3 1 6 0 8 . 5 1 1 0 0 02z CZm m a cctGVdh S i n          V＝ 2100mm 2 期望取 90 度， macth 为全机总焓降 2c 余速损失系数。 一般在 之间，这里取 2c = ZV 排汽比容，在拟订的热力过程线上求得： ZV = 3/m Kg  径角比，根据机组容量大小选择，取  = CG 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，CG = 根据相关资料和经验拟订各关键级平均直径： 600MW 中间再热机组汽轮机设 计 24 汽轮机各关键级平均直径的拟定 表 6 级数 调节级 高第一非调 高末级 中一 中末 低一 低末 直径（ mm） 1050 960 1090 1200 1460 1550 2100 高压缸非调节级计算 高压 缸非调节级级数的确定 汽轮机非调节级级数的确定，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 表示本汽缸第一级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；纵坐标以 AB 表示本汽缸第一级的平均直径， CD 表示本汽缸最后一级平均直径；用一条逐渐上升的光滑曲线把 A， C 两点连接起来，该曲线就表示本汽缸各级平均直径的变化规律。 （ 1） 高压缸各级平均直径的拟定 表 7 级娄 AB 11 22 33 44 55 CD 直径 960 1045 1090 速比 ax （ 2） 求各缸各级的平均直径 md (1 1 ) ( 2 2 )2m A B C Dd m      （ 3）求高压缸各级的平均速比 2aa xx m = 600MW 中间再热机组汽轮机设 计 25 （ 4）高压缸 各级的平均焓降的确定 级的理想焓降可用下式确定： 2 2211( ) ( )2 2 2 60amt aaC u d nh xx   由于本课程设计的机组转速 n=3000r/min 的汽轮机，上式可化为 ( )mtadh xV 221 . 0 0 9 3 61 2 . 3 4 ( ) 1 2 . 3 4 ( )0 . 6 2 0mtadh xV = （ 5）高压缸汽缸的级数 取重热系数 a=， ~hs=10 级 得到高压缸非调节级为十级，将 BD 线等分为 9 等 分，在原假定的平均直径变化线 AC 上，读出每级的直径及速比。 表 8 高压缸各级平均直径的修正值 级数 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 直径 Dm（ mm） 960 984 1004 1034 1057 1090 速比 xa 高压缸各级焓降分配 600MW 中间再热机组汽轮机设 计 26 （ 1）高压缸各级焓降分配由公式 2)(admxht 21 0 .9 6 01 2 .3 4 ( )0 .6 1 2ht  =22 0 .9 6 7 6 21 2 .3 4 ( )0 .6 1 3ht  =23 0 .9 7 5 51 2 .3 4 ( )0 .6 1 4 5ht  =24 0 .9 8 41 2 .3 4 ( )0 .6 1 6ht  =25 0 .9 9 3 51 2 .3 4 ( )0 .6 1 7ht  =26 1 .0 0 41 2 .3 4 ( )0 .6 2 1ht  =27 1 .0 1 7 61 2 .3 4 ( )0 .6 2 4ht  =28 1 .0 3 41 2 .3 4 ( )0 .6 2 7ht  =29 1 .0 5 71 2 .3 4 ( )0 .6 3 1ht  =210 1 .0 9 01 2 .3 4 ( )0 .6 3 5ht  =（ 2）将各级焓降画在 ~hs图上校核并修改 在 ~hs图中拟定的热力过程线上逐级做出各级焓降，如最后一级的背压不能与应有背压重合，则需修改。 由于焓降分配后得到的级后压力部能与抽汽压力完全吻合，所以势必要做一些。