汽轮机课程设计报告
一、课程设计的目的、任务与要求
通过设计加深巩固《汽轮机原理》中所学的理论知识，了解汽轮机热力设计的一般步骤，掌握设计方法。并通过设计对汽轮机的结构进一步了解，明确主要零件的作用与位置。具体要求就是按给定的设计条件，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。
二、设计题目
机组型号：B24-8.83/0.981
机组型式：多级冲动式背压汽轮机
新汽压力：8.8300Mpa
新汽温度：535.0℃
排汽压力：0.9810Mpa
额定功率：24000.00kW
转速：3000.00rpm
三、课程设计：
(一)、设计工况下的热力计算
1.配汽方式：喷嘴配汽
2.调节级选型：单列级
3.选取参数：
(1)设计功率=额定功率=经济功率
(2)汽轮机相对内效率ηri=80.5%
(3机械效率ηm=99.0%
④.发电机效率ηg=97.0%
4.近似热力过程线拟定
(1).进汽节流损失ΔPo=0.05*Po
调节级喷嘴前Po'=0.95*Po=8.3885Mpa
(2).排汽管中的压力损失ΔP≈0
5.调节级总进汽量Do的初步估算
由Po、to查焓熵图得到Ho、So，再由So、Pc查Hc。
查得Ho=3474.9375kJ/kg ， Hc=2864.9900kJ/kg
通流部分理想比焓降(ΔHt(mac))'=Ho-Hc=609.9475 kJ/kg
Do=3.6*Pel/((ΔHt(mac))'*ηri*ηg*ηm)*m+ΔD
Do=3.6*24000.00/(609.9475*0.805*0.970*0.990)*1.05+5.00=197.4012(kJ/kg)
6.调节级详细热力计算
(1).调节级进汽量Dg
Dg=Do-Dv=196.2012t/h
(2)确定速比Xa和理想比焓降Δht
取Xa=0.3535，dm=1100.0mm，并取dn=db=dm
由u=π*dm*n/60， Xa=u/Ca ， Δht=Ca^2/2
u=172.79m/s ， Ca=488.80m/s
Δht=119.4583kJ/kg在70~125kJ/kg范围内，所以速比选取符合要求。
(3)平均反动度Ωm的选取
取Ωm=6.40%
(4).喷嘴理想比焓降Δhn
Δhn=(1-Ωm)* Δht =(1-0.0640)*119.4583=111.8130(kJ/kg)
(5).喷嘴前后压比εn
根据h1t=ho-Δhn=3363.1245和So'查焓熵图得到
P1=6.0231Mpa，V1t=0.0540m^3/kg
εn=Po/Po'=8.8300/8.3885=0.7180
根据喷嘴叶型表选择TC-1A喷嘴 ，出汽角α1=10.00°
(6).喷嘴出口汽流速度C1
C1t=(2*Δhn)^0.5=(2*111.8130*1000)^0.5=458.70(m/s)
C1=φ*C1t=0.970*472.89=458.70m/s
(7).喷嘴损失δhn
δhn=(1-φ^2)*Δhn=(1-0.970^2)*111.8130=6.6081(kJ/kg)
(8).喷嘴出口面积An
An=Gn*V1t/μn*C1t=54.5003*0.0540/0.970/458.70=0.0064(m^2)
(9).部分进汽度e
令y=δhl+δhe=f(e)
使其一阶导数为零，即求y的极值，得到e=0.3814
(10).喷嘴高度ln
=An/(e*π*dm*sin(α1))
ln=0.0064/10000.3814/π/1100.0/sin10°=28.0(mm)
(11).动叶高度lb
lb=ln+Δ=28.0+2.5=30.5(mm)
(12).检验根部反动度Ωr
Ωr=1-(1-Ωm)*db/(db-lb)=1-(1-0.0640)*1100.0/(1100.0-30.5)=0.0373 0.0373在0.03~0.05范围内，符合要求。
(13)求动叶进口汽流相对速度w1和进汽角β1
tgβ1=c1*sin(α1)/(c1*cos(α1)-u)
w1=c1*sin(α1)/sin(β1)
δhw1=w1^2/2
β1=arctg(458.70*sin10.00°/(458.70*cos10.00°-172.79))=15.94°
w1=458.70*sin10.00°/sin15.94°=290.09(m/s)
δhw1=290.09^2/2/1000=42.0771(kJ/kg)
(14)动叶前蒸汽参数
由h1=h1t+δhn和P1查焓熵图得到
P1=6.0231Mpa
S1=6.8111kJ/(kg*K)
V1=0.0543m^3/kg
(15)动叶理想比焓降Δhb和动叶滞止理想比焓降Δhb(o)
Δhb=Ωm*Δht=0.0640*119.4583=7.6453(kJ/kg)
Δhb(o)=Δhb+δhw1=7.6453+42.0771=49.7224(kJ/kg)
(16)动叶出口汽流相对速度w2
w2t=(2*Δhb)^0.5=(2*49.7224*1000)^0.5=315.35(m/s)
w2=ψ*w2t =0.920*315.35=290.12(m/s) 其中ψ由Ωm和w2t 查ψ图得到
(17)动叶损失δhb
δhb=(1-ψ^2)*Δhb(o)=(1-0.920^2)*49.7224=7.6374(kJ/kg)
(18)动叶后蒸汽压力P2和比容V2
由h2t和S1查P2，再由P2、h2查V2
查焓熵图得到
P2=5.8836Mpa， V2=0.0556m^3/kg
(19)动叶出口面积Ab
Ab=Gb*V2/w2 (因未靠考虑叶顶漏气,故Gb=Gn)
=54.5003*0.0556/290.12=0.0104(m^2)
(20)动叶出口汽流角β2
sin(β2)=Ab/(e*π*db*lb)
β2=arcsin(0.0104/0.3814/π/1100.0/30.5)=14.99°
根据β1和β2和动叶叶型表选取动叶叶型为TP-1A型
(21)动叶出口汽流绝对速度c2和出汽角α2
c2=(w2^2+u^2-2^w2*u*cos(β2))^0.5
=(290.12^2+172.79^2-2*290.12*172.79*cos14.99°)^0.5=131.07(m/s) α2=arctg(w2*sin(β2)/(w2* cos(β2)-u))
=arctg(290.12*sin14.99°/(290.12*cos14.99°-172.79))=34.93°
(22)余速损失δhc2
δhc2=0.5*c2^2=0.5*34.93^2=8.5897(kJ/kg)
(23)轮周效率比焓降Δhu'（无限长叶片）
Δhu'=Δht(o)-δhn-δhb-δhc2=119.4583-6.6081-7.6374-8.5897=96.6231(kJ/kg)
(24)级消耗的理想能量Eo
Eo=δhco+Δht-u1*δhc2
对于调节级Eo=Δht(o)=Δht ，得Eo=119.4583kJ/kg
(25)轮周效率ηu’?（无限长叶片）
ηu’=Δhu’/Eo=96.6231/119.4583=0.8088
(26)校核轮周效率
单位质量蒸汽对动叶所作的轮周功Wu
Wu=u*(c1*cos(α1)+c2*cos(α2))
=172.79*(458.70*cos10.00°+131.07*cos34.93°)=96.6223(kJ/kg) 轮周效率ηu
ηu”=Wu/Eo=96.6223/119.4583=0.8088
用两种方法计算所得轮周效率的误差为Δηu=|ηu'-ηu”|/ηu'*100% Δηu=|0.8088-0.8088|/0.8088*100%=0.0000%<1% ，符合要求
(27)叶高损失δhl
δhl=a/l*Δhu' (系数a=1.6已包括扇形损失)
=1.60/30.5*96.6231=5.0688(kJ/kg)
(28)轮周有效比焓降Δhu
Δhu=Δhu'-δhl=96.6231-5.0688=91.5543(kJ/kg)
(29)轮周效率ηu
ηu=Δhu/Eo=91.5543/119.4583=0.7664
(30)叶轮摩擦损失δhf
ΔPf=K1*(u/100)^3*dm^2/v (其中v=(v1+v2)/2 ， K=1.07
δhf=2.2282kJ/kg
(31)部分进汽损失δhe
δhe=δhw+δhs
鼓风损失δhw=ξw*Δht ， ξw=Be*1/e*(1-e-ec/2)*Xa^3
斥汽损失δhs=ξs*Δht ， ξs=Ce*1/e*Sn/dn*Xa
δhw=0.8687δhs=3.6236kJ/kg
δhe=0.8687+3.6236=4.4923(kJ/kg)
(32)级的内效率ηi和级内功率Pi(s)和级后蒸汽比焓值h3
级的有效比焓降Δhi=Δhu-δhf-δhe=91.5543-2.2282-4.4923=84.8338(kJ/kg) 级效率ηi=Δhi/Eo=84.8338/119.4583=0.7102
级内功率Pi(s)=G*Δhi=54.8337*84.8338=4623.4704kW
h3=5.0688+8.5897+4.4923+2.2282+3369.7247=3390.1037(kJ/kg)
7.压力级比焓降分配和级数分配
(1)第一压力级平均直径dm(I)的确定
给定dm(I)=981.0mm
选取Xa(I)=0.4365，Ωm=0.0700 ，α1=11.50°
Δht(I)=Ca^2/2=0.5*(π*dm*n/60/Xa)^2
=0.5*(π*981.0/1000*3000.00/60*0.4365)^2/1000=62.3131(kJ/kg) Δhn(I)=(1-Ωm)*Δht(I)=(1-0.0700)*62.3131=57.9512(kJ/kg)
h1t=ho-Δhn(I)=3390.1037-57.9512=3332.1525(kJ/kg)
查焓熵图V1t=0.0648m^3/kg
第一压力级喷嘴流量为调节级流量减去前轴封漏气量。
即Gn(I)=Go(I)=Gg-ΔGl
=(196.2012-3.8000)/3.6=53.4448(kg/s)
喷嘴出口汽流速度c1t=(2*Δhn(I))^0.5=(2*57.9512*1000)^0.5=340.44(m/s) 由连续性方程Gn(I)=μn*An*c1t/V1t ，其中μn为流量系数
而An=e*π*dm(I)*ln(I)*sin(α1)求取ln=17.1mm>12mm ，符合要求。
(2)末级平均直径的确定
给定dm(z)=1019.5mm
(3)确定压力级平均直径的变化
采用作图法
(4)压力级的平均直径dm(平均)
dm(平均)=(AB+(1-1)+(2-2)+……+CD)/(m+1)*k=999.5mm
(5)压力级的平均比焓降Δht(平均)=0.5*(π*dm(平均)*n/60/Xa(平均))^2 选取平均速比Xa(平均)=0.4367
Δht(平均)=0.5*(π*1.0*3000.00/60/0.4367)^2=64.6263(kJ/kg)
(6)压力级级数的确定Z
Z=(1+α)*Δht(p)/Δht(平均) ，α为重热系数
其中Δht(p)=ho-hc'=3390.1037-2898.8591(kJ/kg)
Δht(p)─为压力级的理想比焓降，压力级入口ho=调节级出口h3 Z=(1+0.050)*491.2446/64.6263=7.9814
取整Z=8
(7)各级平均直径的求取 数据见数据报表
(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
(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=0.1808
(10)检查各抽汽点压力值符合要求
其误差小于2%，符合要求
(11)最后按照各级的dm和Δht求出相应的各级速比Xa
8.压力级详细热力计算
(1)本级的比焓降Δht和本级滞止比焓降Δht(o)
由调节级的计算结果，已知本级的Po，ho，Po(o)，δhco，
由压力级比焓降分配，已知本级的P2，dm，Gn
由P2和So查h2t'=3280.9029kJ/kg
本级比焓降Δht=ho-h2t'=3346.5047-3280.9029=65.6018(kJ/kg)
本级滞止比焓降Δht(o)=Δht+μo*δhco=65.6018+3.6432=69.2450(kJ/kg)
(2)选取平均反动度Ωm
选取Ωm=0.0640
(3)喷嘴的理想比焓降Δhn
Δhn=(1-Ωm)*Δht=(1-0.0640)*3280.9029=61.4033(kJ/kg)
(4)喷嘴的滞止理想比焓降Δhn(o)
Δhn(o)=Δhn+μo*δhco=61.4033+3.6432=65.0465(kJ/kg)
(5)喷嘴的出口汽流理想速度c1t
c1t=(2*Δhn(o))^0.5=(2*65.0465*1000)^0.5=360.68(m/s)
(6)喷嘴出口汽流实际速度c1
c1=φ*c1t=0.970*360.68=349.86(m/s)
(7)喷嘴损失δhn
δhn=(1-φ^2)*Δhn(o)=(1-0.970^2)*65.0465=3.6289(kJ/kg)
(8)圆周速度u
=π*dm*n/60=π*985.5/1000*3000.00/60=154.80(m/s)
(9)级的假想速度Ca
Ca=(2*Δht(o))^0.5=(2*69.2450*1000)^0.5=372.14(m/s)
(10)假想速比Xa
Xa=u/Ca=154.80/372.14=0.4160
(11)喷嘴等比熵出参数h1t
h1t=ho-Δhn=3346.5047-61.4033=3285.1014(kJ/kg)
(12)喷嘴前后压力比εn=P1/Po(o)=4.0304/4.8844=0.8252
(13)选取喷嘴型式和出汽角α1
选TC-1A喷嘴 ，出汽角α1=12°
(14)喷嘴出口面积An
An=G*V1t/μn/c1t=52.4276*0.0766/0.970/360.6800=0.0115(m^2)
(15)喷嘴高度ln
ln=An/(e*π*dm*sin(α1))
=0.0115/(1.0000*π*985.5/1000*sin12.00°)=17.9(mm)
(16)喷嘴出口实际比焓降h1
h1=h1t+δhn=3285.1014+3.6289=3288.7303(kJ/kg)
(17)动叶进口汽流角β1和相对速度w1
β1=arctg((c1*sin(α1)/(c1*cos(α1)-u))
=arctg(349.86*sin12.00°/(cos12.00°-154.80))=21.21°
w1=(c1^2+u^2-2*u*c1*cos(α1))^0.5
=(349.86^2+154.80^2-2*154.80*349.86*cos12.00°)^0.5=201.04(m/s)
(18)动叶理想比焓降Δhb
Δhb=Ωm*Δht=0.0640*65.6018=4.1985(kJ/kg)
(19)动叶滞止理想比焓降Δhb(o)
Δhb(o)=Δhb+δhw1=4.1985+20.2085=24.4070(kJ/kg)
(20)动叶出口理想汽流速度w2t
w2t=(2*Δhb(o))^0.5=(2*24.4070*1000)^0.5=220.94(m/s)
(21)动叶出口实际汽流速度w2
w2=ψ*w2t=0.931*220.94=205.70(m/s)
(22)动叶损失δhb
δhb=(1-ψ^2)*Δhb=(1-0.931^2)*4.1985=3.2520(kJ/kg)
(23)动叶后参数P2，V2
根据h2、P2查焓熵表得到
P2=3.9991Mpa， V2=0.0774m^3/kg
(24)动叶出口面积Ab
Ab=G*V2/w2=52.4276*0.0774/205.70=0.0197(m^2)
(25)动叶高度lb
lb=ln+Δ=17.9+2.00=19.9(mm)
(26)检验根部反动度Ωr
Ωr=1-(1-Ωm)*(db-lb)/db
=1-(1-0.0640)*(985.5-19.90)/985.5=0.0447在0.03-0.05范围内，符合要求。
(27)计算动叶出汽角β2
β2=arcsin(Ab/(e*π*dm*lb))
=arcsin(0.0197/(1.000*π*985.5/1000*19.9/1000)=18.65°
(28)根据β1和β2在动叶叶型表中选取动叶型号
选TP─1A型
(29)动叶出口绝对速度c2和方向角α2
c2=(w2^2+u^2-2*w2*u*cosβ2)^0.5
=(201.04^2+154.80^2-2*201.04*154.80*cos18.65°)^0.5=77.04(m/s)
α2=arctg=(w2*sin(β2)/(w2*cos(β2)-u))
=arctg(205.70*sin18.65°/(205.70*cos18.65°-154.80)=58.63°
(30)余速损失δhc2
=c2^2/2=77.04^2/2/1000=2.9676(kJ/kg)
(31)轮周有效比焓降Δhu'(无限长叶片)
Δhu'=Δht(o)-δhn-δhb-δhc2
=69.2450-3.6289-3.2520-2.9676=59.3965(kJ/kg)
(32)级消耗的理想能量Eo
Eo=Δht(o)-μ1*δhc2=69.2450-1.0000*2.97=66.2774(kJ/kg)
(33)轮周效率ηu'
ηu'=Δhu'/Eo=59.3965/66.2774=0.8962
(34)校核轮周效率
单位质量蒸汽对动叶所作的轮周功Wu
Wu=u*(c1*cos(α1)+c2*cos(α2))
=154.80*(349.86*cos12.00°+77.04*cos58.63°)/1000=59.1830(kJ/kg) 轮周效率ηu”=Wu/Eo=59.1830/66.2774=0.8930
Δηu=|ηu'-ηu”|/ηu'*100%=0.0036小于1%，满足要求。
(35)叶高损失δhl
δhl=a/l*Δhu'1.600/1.1*59.3965=59.3965(kJ/kg)
(36)轮周有效比焓降Δhu
Δhu=Δhu'-δhl=59.3965-5.3092=54.0873(kJ/kg)
(37)轮周效率ηu=Δhu/Eo=54.0873/66.2774=0.8161
(38)叶轮摩擦损失δhf
其中ΔPf=K1*(u/100)^3*dm^2/v ，Δhf=ΔPf/G
ΔPf=1.0700*(154.8000/100)^3*(985.5000/1000)^2/0.0774=49.8045(kJ/kg) δhf=49.8045/52.4276=0.9500(kJ/kg)
(39)漏气损失δhδ
隔板汽封齿的平均直径dp=590.0mm 隔板汽封间隙δp=0.5mm
汽封齿数Zp=10
则有隔板漏气损失δhp=Ap/An*(Zp^0.5)*Δhi'
这里Ap=π*dp*δp
Δhi'=Δht(o)-δhn-δhb-δhl-δhc2
=69.2450-3.6289-3.2520-5.3092-2.9676=54.0873(kJ/kg)
Ap=π*590.0/1000*0.5/1000=0.0009(m^2)
δhp=0.0009/0.0115/(10)^0.5*59.3965=1.3386(kJ/kg)
选取：叶顶轴向间隙δz=1.5mm 围带边厚度Δs=0.3mm
δz(平均)= 1.5/19.9=0.0754(kJ/kg)
由Ωm与db/lb查取Ψt ，由δz/Δs查取μ1 ，由δz和u/Ca查取μ2， 动叶顶部漏气损失
δht=μ1*δz(平均)* Ψt/(μ2*sin(α1))* Δhi'
=0.300*0.0754*0.224/(0.957*sin12.00)*59.3965=1.3774(kJ/kg)
级的总漏气损失δhδ=δhp+δht=1.3386+1.3774=2.7160(kJ/kg)
(40)级内各项损失之和Σδh
Σδh=δhl+δhf+δhδ=5.3092+0.9500+2.7160=8.9752(kJ/kg)
(41)级的有效比焓降Δhi
Δhi=Δhu'-Σδh=59.3965-8.9752=50.4213(kJ/kg)
(42)级效率ηi
ηi=Δhi/Eo=50.4213/66.2774=0.7608
(43)级内功率Pi(s)
Pi(s)=G*Δhi=52.4276*50.4213=2643.4677(kW)
(43)级后参数
h3=h2+Σδh+(1-μ1)*δhc2=3287.7838+8.9752+(1-1.00)*2.9676=3296.7590(kJ/kg) h3(o)=h2+μ1*δhc2=3296.7590+1.00*2.9676=3299.7266(kJ/kg)
由h3(o)和S3查P3(o)=4.0086Mpa
同理将剩下的各级参数计算完后，再计算整机参数。
9．整机参数计算
整机有效比焓降ΣΔhi=502.7316kJ/kg
计算的整机内效率ΣPi(s)=25368.8216kW
轴端功率Pe=25115.1334kW
发电机功率Pel=24361.6794kW
计算误差为-0.0190小于1%，满足要求，不必修正。
四、绘制汽轮机通流部分图 (见附图1)
五、绘制速度三角形 (见附图2)
六、绘制热力过程线段 (见附图3)
七、设计总结
通过两周的汽轮机课程设计，使我对《汽轮机原理》这本书有了更进一步的了解和融会贯通，进一步巩固了所学汽轮机知识，并学会了运用这些知识来进行汽轮机的热力设计、计算，掌握了热力过程线的绘制过程，汽轮机通流尺寸的确定方法。而且通过绘制汽轮机通流部分图，对通流部分的结构和各零件的作用原理有了更清楚的认识，在脑子里形成了一个比较完整的图像。在此次课程设计中还使自己的独立思考能力和作图能力得到了很好的锻炼，学到了许多新东西和一些技巧，收获很大。
八、参考文献
[1]沈士一，庄贺庆，康松，庞立云. 汽轮机原理. 水利电力出版社，1992
[2]冯慧雯主编，汽轮机课程设计参考资料. 水利电力出版社，1992