汽轮机课程设计 设计说明书

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300MW—600MW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538℃～560℃，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）主蒸汽及再热蒸汽压力、温度

主蒸汽压力 24.2MPa

主蒸汽温度 565 ℃

再热蒸汽汽压力 3.703MPa

再热蒸汽温度 565 ℃

（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=306.78℃

汽轮机中压缸排气压力 Pb=1.082MPa排气温度Tb=379.62℃

汽轮机低压缸排气压力 Pc=5kPa 排气温度Tc=32.8℃

2.1.2汽轮机设计功率的确定

表1

2.1.3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 汽轮机转速和调节方式的确定

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

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

（2）压损的确定

主汽门调节阀中的节流损失ΔP0=0.03* P0=0.04*24.2=0.968 MPa；

调节级前压力P

=24.2-0.968=23.232 MPa

排汽管中的压损ΔP

r =0.02*P

c

=0.03*4.198=0.127 MPa；P

r

‘=4.241-0.127=4.114 MPa

中间再热及连通管压损ΔP

r =0.1*P

r

=0.0.4114 MPa； P

r

‘’=4.114-0.4114=3.7026 MPa

中压、快速截止阀和调节阀压损ΔP

r =0.02*P

r

=0.07405 MPa（中压调节阀全部打开）

P

r

‘’’=3.6285

中低压缸连通管中的损失ΔP

a =0.02*P

s

=0.02*1.0824（中压排汽压力）=0.0216MPa

低压缸进气压力P

s

=1.0388MPa

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G 0

对一般的凝汽式汽轮机，其进汽量可按下式估算：

0 3.6ec mac t i

m g

P D m D H

ηηη=

+?? （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；

D ?——考虑轴封漏汽、门杆漏汽所需的新汽量，一般D ?≤2%D ，这里取为1%D ；?H mac t ——全机理想焓降（kJ/kg ）

由H-S 图上查得各个点的参数，可得

mac t H H H H ?=?+?+?中低高＝3395.68－2910.74+3597.22-3188.13+3219.66－2251.03 kJ/kg ＝1851.66kJ/kg

t η——汽轮机相对内效率，根据相关指标取为: t η=90%

m η——机械效率，参照国内同类型机组，可取为：m η=99% g η——发电机效率，参照国内同类型机组，取：g η=98%

代入公式计算得： 解得D 0=1896.849t/h

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： t cy =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32.88℃,为计算方便，取给水温度为280.88℃。 （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，用以补偿蒸汽在其中的压力损失。良好情况下，可使排汽压力c p 与凝汽器出口压

力'

c p 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P C 低＝0.0049MPa ，高压凝汽器

出口压力c p '高＝0.0059MPa 。由凝汽器出口压力查饱和蒸汽热力性质表可得：当c p ‘低=0.0049MPa 时，

t =32.52℃,当c p ‘

高

=0.0059MPa 时，t ＝35.85℃。 （3）高低加参数及加热器温升分配

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fw t 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i η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r t ?的换热，从而产生回热过程的r E ?及相应的附加冷源热损失。但随着级数Z 的增加，r t ?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。

加热器温升分配：加热器和除氧器采用温升分配（280.88-3288）/8=31℃

3.1.3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：

3.1.4 各抽汽参数确定

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

3.2 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：70~100kJ/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：95 kJ/kg 。

调节级主要参数的选取 表6

3.3 调节级详细计算 3.3.1（1）最佳部分进气度的确定

由于1

sin n

n m A l e d πα=

可见，在其他参数不变的条件下，叶高n l 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δh t 与Δhe 之和为最小。 经分析可得e=0.65 （2）速比、平均直径的确定

现取适当的速度比值，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 x a =0.4~0.45，或者更小。本设计中取小值，即：x a =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），d m =900~1100mm 。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：

m a

a d n

u x C π==

由此可计算得平均直径d m =1805.11mm （3）反动度的确定

参考《汽轮机原理》调节级反动度取值范围0.02~0.05，选取Ωm=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n t 为0.74~0.90 ，进气角 0α=70°～100°，出气角1α=10°～14°；动叶栅选用型号TP-1A ，有关参数为：进气角1β=18°～23°，出气角2β=16°～19°，相对节距b t =0.60～0.70。

3.3.2（1）气流出口角1α和2β的选择

喷嘴和动叶的进气出口角1α和2β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G v 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1α较小的叶型，通常1α取=11°～14° ；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1α=13°～17°，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n t =0.868mm ；由于级的平均直径m d = 1852mm 。所以片数，其中：m t t b =。同理，动叶则根据动叶

叶型TP-1A ，动叶片数也是用式m d z t

π=

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0P 和0t ，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*0P =0P ，

*0h =0h 。 故 △h t =95kJ/kg ，△h t *

=△h t +0=95kJ/kg

△h n= △h n

*

=(1-Ωm )×△h t *

=90.25kJ/kg

（2）调节级进气量G 0

G 0=D 0-D v =1896.849t/h=526.90kg/s ； 其中D v 就是前面估算的总的漏气量；

（3）喷嘴出口速度C 1t

1t C =

424.853m/s ；

11t C C ?=?=412.107m/s

（4）喷嘴等熵出口参数1t h 、1t v 、P 。

首先由0h =3395.68kJ/kg 求出喷嘴等熵出口焓值1t h =0h -Δn h =3305.43kJ/kg ； 由H-S 图，从进口状态P ，0h 等熵膨胀到1t h ，查得等熵出口比容1t v =0.017724m 3

/kg

求出出口压力1P =17.538Pa ；

（5）喷嘴出口角1α

根据喷嘴叶型表选择ＴＣ－１Ａ喷嘴，出汽角1α=12° （6）喷嘴实际出口焓1h

1h =0h - C 12

/2000= 3310.76 kJ/kg

（7）动叶等熵出口参数2t h ，2t v

2t h =1h —*m t h Ω?= 3306.01 kJ/kg ，查H-S 得2t v = 0.018006 m

3

/kg

（8）喷嘴损失n h δ

2*

(1)n n h h δ?=-?= 5.333775 kJ/kg

（9）喷嘴出口面积n A

11n t n n t

G v A C μ?=

?= 0.023139m 2

（10）喷嘴高度n l

1

sin n

n m A l e d πα=

= 0.054528m

（11）动叶高度b l

b n t r l l l l =+?+?= 0.057528 m

（12）求动叶进气气流相对速度1w 和进气角1β

1w =260.59m/s,11

11

sin arcsin

C w αβ?= =18.17° （13）动叶前蒸汽参数 由1h 和1P 查焓熵图得到1s 和1v

（14）动叶理想比焓降b h ?和动叶理想比焓降*

b h ? b m t

h h ?=Ω??=4.75 kJ/kg ；*

1b b w h h h δ?=?+ （15）动叶出口气流相对速度2w

2t w =

99.15m/s ；22t w w ψ== 96.17296 m/s

（16）动叶损失b h δ

2

2

2

(1)2

t b w h δψ=-= 0.280725 kJ/kg

（17）动叶出口面积b A

22

()b b G v A w ?=

= 0.098649 m 2

；因考虑叶顶漏气，故b G =n G （18）动叶出口气流角2β

2β约比1β小3°至6°，选2β=15°

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2C 和出汽角2α

2C =

95.26 kJ/kg ；22

22

sin arcsin

w C βα== 49.01° （20）余速损失2c h δ

22

2

2(1)2

c C h δψ=-= 4.536778 kJ/kg

（21）轮周有效比焓降u h ?

*

2u t n b c h h h h h δδδ?=?---= 84.85 kJ/kg

（22）级消耗的理想能量0E

*

012t c E h h μδ=?-= 95 kJ/kg,其中1μ为余速利用系数，对于调节级取1μ=0

（23）叶高损失t h δ

*2()t t n b c n

a

h h h h h l δδδδ=

?---=2.489704 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f h δ

23

21.07(

)/()100

f b u h d G v δ=??= 0.410697 kJ/k

g ；b G 取为与n G 相等，忽略漏汽 （25）部分进气损失e

h δ

2*[

()(1)]2e h n e e t a m a

B e S u u

h e C h e C d e C δ=?--+???= 3.042125874 kJ/kg 式中，由于一般不使用护罩，故h e =0；e C 取0.0012；e B 取0.15； 喷嘴组数n S 取为4。

（26）隔板汽封损失p h δ和额定漏气损失t h δ

p p i n

G h h G δ?=

?=0；

忽略漏汽t

t i n

G h h G δ?=

?=0 p G ?为隔板漏汽量，n G 为通过本级的蒸汽流量。

（27）级的有效比焓降i h ?

i u h h h δ?=?-∑= 81.95 kJ/kg

（28）级的相对内效率i η

i

i h E η?=

= 0.893482 （29）级的内功率i P

i i P G h =??= 43178.78kW

4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1

m d 的确定

（1）全机第一非调节级平均直径1m d 和全机末级平均直径z

m d 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

径之差不小于50-100mm 。由于调节级平均直径已确定，这里选取 1

m d =1.06m 。

（2）末级动叶出口的连续方程22sin z z

c z m

b G V d l C πα=，适当变化后，得：

z

m

d =α2期望取90度，mac t h ?为全机总焓降1851.66kj/kg

2c ξ………………余速损失系数。在0.015～0.03之间，取0.02。

z V ………………排汽比容，查得大概为26 m

3

/kg 。

θ………………径角比，根据机组容量大小选择，取2.45。

c G ………………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。

1161.62t/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7

（3）各缸非调节级级数的确定

汽轮机非调节级的确定，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ＡＢ表示本缸第一级的平均直径，ＣＤ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8

(11)(22) (2)

m AB CD

d m +-+-++=

+=1113mm

2高压缸非调节级级数的确定 级的理想焓降可用下式确定：

22211()()22260a m t a a

C d n u h x x π?===；

2

a

a x x m ∑=

+=0.655

22

1.1131

2.3245(

)12.3245()35.630.655m t a

d h x ?=== kj/kg

(10.07)(41693.2)9.4935.63mac

tz t

h Z V h α?+-==≈高（1+） 重热系数α取0.07.

参照同类机组，高压缸非调节级为9级。 3 高压缸各级焓降的分配

在求到级数Z 后，将BD 分为Z-1等分，在原假定的汽管平均直径变化直线AC 上读出每级的平均直径和速比，以直径和速比为准，分配焓降。并对焓降进行修正。

高压缸各级平均直径的修正 表9

根据以上高压缸相关参数对高

压

缸进行焓降的分配：

高缸非调节级平均直径及焓降分配 表10

2）中压缸

1中压缸平均直径的确定

中压缸各级平均直径的拟定 表11

(11)(22) (2)

m AB CD

d m +-+-++=

+ = 1427mm

2中压缸非调节级级数的确定

级的理想焓降可用下式确定：

22211()()22260a m t a a

C d n u h x x π?====568.82 kJ/kg ；

2

a

a x x m ∑=

+=0.665 22

1.4271

2.3245(

)12.3245()56.82/0.665m t a

d h kj kg x ?===

(10.06)341656.82mac

tz t

h Z V h α?+==≈中（1+）（级） 重热系数α取0.06.

3 中压缸各级焓降的分配

在求到级数Z 后，将BD 分为Z-1等分，在原假定的汽管平均直径变化直线AC 上读出每级的平均直径和速比，以直径和速比为准，分配焓降。并对焓降进行修正

中压缸各级平均直径的修正 表12

根据以上中压缸相关参数对中压缸进行焓降的分配：

中压缸非调节级焓降分配表 表13

3）低压缸

1低压缸平均直径的确定

低压缸各级平均直径的拟定 表14

(11)(22) (2)

m AB CD

d m +-+-++=

+ = 2291mm

2低压缸非调节级级数的确定 级的理想焓降可用下式确定：

22211()()22260a m t a a

C d n u h x x π?====136.04kj/kg

2

a

a x x m ∑=

+=0.690 22

2.29112.3245(

)12.3245()136.04/0.690m t a

d h kj kg x ?===

(10.045)9787136.1mac

tz t

h Z V h α?+==≈中（1+）（级） 重热系数α取0.045.

3 低压缸各级焓降的分配

在求到级数Z 后，将BD 分为Z-1等分，在原假定的汽管平均直径变化直线AC 上读出每级的平均直径和速比，以直径和速比为准，分配焓降。并对焓降进行修正

低压缸各级平均直径的修正 表15

根据以上低压缸相关参数对低压缸进行焓降的分配：

低压非调节级平均直径与焓降分配 表16

4.2中压缸非调节级热力计算表17