贵州大学汽轮机原理课程设计书

热能与动力工程专业汽轮机原理课程设计设计题目：汽轮机变工况条件下的经济性和安全性核算学院：电气工程学院专业：热能与动力工程年级：2012级学号：学生姓名：指导教师：钱进组别：F1摘要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，汽轮机也必然受到变工况运行的影响。汽轮机在变工况下运行时，通过汽轮机的蒸汽流量或蒸汽参数将发生变化，汽轮机的某些级或全部级的反动度、级效率也随之发生变化。为了估计汽轮机在新工况下的经济性和可靠性，有必要对新工况进行热力核算。本次核算主要采取最末级详细计算调节级详细计算中间级近似计算目录第1章绪言…………………………………………………11.1变工况核算的重要性和意义…………………………………11.2变工况核算的基本方法与特点………………………………1第2章设计工况核算………………………………………32.1原始数据………………………………………………………32.2阀杆和轴封漏汽量的计算……………………………………72.3汽轮机流量计算………………………………………………102.4调节级的计算…………………………………………………132.5压力级计算……………………………………………………182.6热经济性指标计算……………………………………………222.7轴向推力计算及安全性核算…………………………………24第3章50WM汽轮机变工况核算…………………………273.150WM汽轮机90%变工况下的核算…………………………283.290%工况下的轴向推力计算及安全性核算………………46第4章分析与讨论………………………………………494.1经济性分析与讨论…………………………………………49第5章结论………………………………………………54参考文献……………………………………………………55第一页第1章绪言1.1变工况核算的重要性和意义汽轮机热力设计是根据预先给定的蒸汽初终参数，转速和功率进行，这些参数值称为设计值。汽轮机在运行过程中，各参数如果都能保持设计值，这种运行工况称为设计工况。汽轮机在设计工况下运行，其效率最高，所以，设计工况称为经济工况。但是，在实际运行过程中，由于各种因素的影响，从锅炉来的蒸汽参数（压力，温度），外界负荷及机组转速等不可能总是保持设计值不变。这种运行参数偏离设计值工况，称为汽轮机的变动工况。汽轮机在变工况下运行，其效率和各零部件的受力，通过汽轮机的蒸汽流量或蒸汽参数将发生变化，汽轮机的某些级或全部级的反动度、级效率也随之发生变化、热膨胀，热变形等情况都会发生变化，影响机组的经济性和安全性。研究变工况的目的在于：分析汽轮机在各种不同工况下效率的变化规律和主要零部件受力，热膨胀，热变形的变化规律，以保证汽轮机在这些工况下能安全，经济运行。为了估计汽轮机在新工况下的经济性和可靠性，有必要对新工况进行热力核算1.2变工况核算的基本方法与特点1.2.1变工况核算的基本方法1单级核算汽轮机整机的热力核算是建立在单级核算的基础上的，因此研究单级的热力核算对于保证顺利完成整机核算任务有着重要的意义。根据计算准确度要求的不同，单级热力核算可以采用详细计算的算法，也可以采用近似的算法。当需要准确确定汽轮机功率、效率、轴向推力、零部件应力等数值，并且要求获得蒸汽在喷嘴动叶前后热工参量的分布和其他各种准确数据时，应采用详细计算。当需要一般估计以上各项数值，以便对汽轮机工作情况作基本的了解是，就采用近似算法。目前，在变工况计算中，根据不同的给定条件，单级的详细热力计算可以分为顺序计算和倒序计算两种基本方法，此外还有将倒序和顺序结合起来的混合算法。（1）顺序算法第二页由级前向级后核算，由已知的级前初参数开始，假设新工况下喷嘴后压力P11，在h-s图上查出相应的喷嘴理想比焓降△hn1，计算出喷嘴出口汽流速度c1t1，然后用喷嘴的流量连续方程式进行校核，若计算的蒸汽流量与已知流量不符合，则需要重新假设P11，进行计算，直至满足流量要求。然后进行动叶核算，其方法与上述累同，假定新工况下动叶后压力为P21，查出动叶理想比焓降△hb1,计算动叶出口速度W1t1，再用动叶流量连续方程进行校核，直至满足连续方程。（2）倒序算法由级后向级前推算，从已知的级后压力开始，假设新工况下排汽比焓及级后各项损失，求出动叶后参数，并对前面假设的余速损失进行校核及修正；继而假定动叶进口相对速度，求出动叶前参数及喷嘴后参数，再对动叶进口相对速度进行校核和修正；最后确定喷嘴前蒸汽状态点，并对最初估计的各项损失进行校核及修正；待各项假设都校正通过，即可求出新工况下级的反动度，级效率和内效率。当级内出现超音速流动时，还需确定临界状态点并计算出口汽流偏转角。2整机核算多级汽轮机整机的热力核算可以从已知的新蒸汽参数开始，由高级逐级向低压级核算；也可以采用第二种倒推核算的方法由排汽点逐级向初参数靠拢。采用第二种方法核算时，因为排汽比焓是估算的，故必须对计算结果进行校核。当计算的出比焓值（对喷嘴调节汽轮机，一般为第一压力级前比焓）与已知的出比焓值不符合时，需对末级排汽比焓进行修正；当计算的初比焓高于已知初比焓时，说明假设的末级排汽比焓值过高，反之，说明末级排汽比焓假设的过低；在初比焓相差不大时，可以采用平移热力过程曲线的方法使初比焓重合，若初比焓相差较大，则需重新假设末级终比焓进行核算，直至满足要求。在具体应用中究竟采用哪种方式核算，要根据所给定的新工况的条件及要求的精确耕读来决定。当新工况与设计工况下各级均未出现超音速流动时，可以采用流量比公式或流量网确定各级喷嘴后压力；或采用流量与压力关系式，先确定各级前后压力，再根据各级反动度与比焓降的变化规律确定各级喷嘴后压力，进行核算。当工况变化不大时，仅调节级与末一、二级的热力过程曲线有较大变化，可仅对末级和调节级进行详细核算，中间级通过流量与压力关系式确定级前压力，然后逐级平移热力过程曲线即可。当工况变动很大或级由亚音速流动转变为超音速流动，或反之时，第三页必须进行逐级核算。当调节阀门全开时，从高压向低压逐级核算比较简单，否则常用从低压向高压逐级推算的方法。第2章设计工况核算2.1原始数据2.1.1.50MW纯凝汽汽轮机的基本参数1汽轮机类型机组型号：N50-8.82/535。机组形式：高压、单缸单轴凝汽式汽轮机。2基本参数额定功率Pel=50MW新蒸汽P0=8.82MPa，新蒸汽温度t0=535ºC凝汽器压力PC=0.0040MPa汽轮机转速n=3000r/min3其他参数给水泵出口压力Pfp=13.73Mpa凝结水泵出口压力PCP=1.33MPa机械效率ηm=0.98发电机效率ηg=0.96加热器效率ηh=0.98相对内效率的估计根据已知有同类机组相关运行数据选择汽轮机的相对内效率ηri=0.8554损失的估算主汽阀和调节阀节流压力损失：△P0=0.05P0=0.441Mpa。排汽阻力损失：△Pc=0.04Pc=0.00016MPa=0.16KPa2.1.2阀杆数据与轴封系统1主汽阀和调节汽阀阀杆数据第四页该机组有一个主汽阀和四个调节汽阀，如图7-9，阀杆漏汽大部分漏到除氧器中，另一少部分通过真空管道被射汽抽汽器吸入轴封冷却器。主汽阀阀杆包括3段、2个腔室，第1腔室蒸汽回收到出样器，第2腔室蒸汽漏入的空气回收到轴封冷却器。主汽阀阀杆和调节汽阀阀杆的结构数据如图7-2表7-250MW汽轮机主汽阀和调节汽阀阀杆数据项目符号单位主汽阀调节阀1段2段3段1段2段3段阀杆数z14阀杆直径dvcm3.43.6径向间隙έrcm0.020.02间隙面积Avcm0.2140.227分段长度lcm41.8115.833.343.8图7-950MW汽轮机轴封系统阀杆包括3段、2个腔室，第1腔室蒸汽回收到除氧器，第2腔室蒸汽及漏第五页入的空气回收到轴封冷却器。2轴封数据前轴封包括6段、5个腔室，第1腔室蒸汽回收到2号高压加热器，第2腔室蒸汽回收到5号低压加热器，第3腔室蒸汽会受到7号低压加热器，第4腔室为均匀箱供汽，第6腔室蒸汽及漏入的空气会受到轴封冷却器。轴封结构数据7-3所示。表7-350MW汽轮机轴封数据项目符号单位前轴封后轴封1段2段3段4段5段6段1段2段3段轴封直径d1cm61.844.355.345.8径向间隙έ1cm0.050.05轴封齿数z7836101296后轴封包括3段、2个腔室，第1腔室为均压箱供汽，第2腔室蒸汽及漏入的空气回收到轴封冷却器。2.1.3加热器相关参数根据调整后的各回热抽汽压力，可重新确定各台回热加热器的汽水参数，如图7-10所示。表7-1050MW凝汽式汽轮机加热器汽水参数表项目单位H1H2H3H4H5H6H7SGC回热抽汽抽汽压力pjMPa2.621.490.9760.4640.1810.0710.03570.0950.0055抽汽温度tj(干度xj)ºC3873192721960.9970.9580.932--抽汽比焓值hjkJ/kg3208.683080.532992.152849.222695.042564.192473.342737.51-第六页抽汽压损△pj%88408888--加热器汽侧压力pj’MPa2.41041.37080.5880.426880.166520.065320.03284--Pj’下的饱和水温tbjºC222.01194.06158145.97114.5288.1271.19--Pj’下的饱和水比焓hbjkJ/kg953.01825.73667.08614.88481.5369.06298411.42-抽汽放热qjkJ/kg2360.162369.742325.072234.342214.542195.132175.342326.09疏水上端差θjºC5505555--下端差ΘjºC1010-------疏水温度tsj(疏水冷却器出口水温）ºC199.06168-------疏水比焓hsj（疏水冷却器出口水比焓）kJ/kg848.52710.79-------疏水放kJ/kg-137.43.7-134.111.71.0--第七页热άj73138446水侧加热器出口水温twjºC217.01189.06158140.97109.5283.1266.1932.431.4加热器水侧压力pwMPa13.7313.730.5881.331.331.331.331.33-加热器出口水比焓hwjkJ/kg933.55809.35674.77/667.08593.98460.2349.06278.14136.98131.6给水比焓升τjkJ/kg124.2134.5873.1133.78111.1470.92141.165.38124.22.2阀杆和轴封漏汽量的计算2.2.1主汽阀阀杆漏汽量的计算主汽阀阀杆包括3段、2个腔室，第1腔室蒸汽回收到出样器，第2腔室蒸汽漏入的空气回收到轴封冷却器。根据表7-2中资料计算得到主汽阀杆间隙面积Av=dvέv=0.214第1段阀杆漏汽系数μv1=0.29;第1段阀杆前蒸汽参数为P01=8.82MPa，V01=0.039821/kg。则主汽阀杆漏汽量△Dv1=0.24μv1Av=0.2217t/h第2段阀杆漏汽系数μv2=0.5第2段阀杆前蒸汽参数为P02=0.588MPa，V02=0.60165923m/kg。则流经第2段阀杆漏汽量△Dv1=0.24μv2Av=0.02539t/h2.2.2调节汽阀阀杆漏汽量的计算阀杆包括3段、2个腔室，第1腔室蒸汽回收到除氧器，第2腔室蒸汽及漏入的空气回收到轴封冷却器。第八页根据表7-2中的资料计算得到调节汽阀杆间隙面积AV=dvέv=0.2272cm第1段阀杆漏汽系数μv1=0.329；第1段阀杆前蒸汽参数为P01=8.82MPa,V01=0.0398213m/kg。。则调节汽阀杆漏汽量△Dv1=4×0.24μv1AV0101vp=1.0