《汽轮机原理》课程设计学号姓名指导教师设计时间一、课程设计目的（1）通过课程设计，系统地总结、巩固、加深在《汽轮机原理》课程中已学知识，进一步了解汽轮机的工作原理。

（2）在尽可能考虑制造、安装和运行的要求下，进行某一机组的变工况热力计算，掌握汽轮机热力计算的原理、方法和步骤。

（3）通过课程设计对电站汽轮机建立整体的、量化的概念，掌握查阅和使用各种设计资料、标准、手册等参考文献的技巧。

（4）培养综合应用书本知识、自主学习、独立工作的能力，培养与其他人相互协作的工作作风。

二、课程设计内容以N300型号的汽轮机为对象，在已知结构参数和非设计工况新蒸汽参数和流量的条件下，进行通流部分热力校核计算，求出该工况下级的内功率、相对内效率等全部特征参数，并与设计工况作对比分析。

主要工作如下：（1）设计工况及非设计工况下通流部分各级热力过程参数计算。

（2）轴端汽封漏汽量校核计算。

（3）与设计工况的性能和特征参数作比较分析。

三、整机计算步骤本次课程设计计算方法是将该型汽轮机的通流部分划分为高、中压缸和低压缸2个计算模块，由2个学生组成一个计算小组，一人采用顺算法计算高、中压缸，另一人采用逆算法计算低压缸。

2人协同工作，共同商定计算方案和迭代策略。

本人进行的是低压缸部分计算，计算工况为103%。

为便于计算，作出如下约定：（1）各级回热抽汽量正比例于主汽流量；（2）门杆漏汽和调门开启重叠度不计；（3）余速利用系数的参考值为：调节级后的第一压力级、前面有抽汽口的压力级利用上一级余速的系数为0.4，其它压力级为0.8；（4）对径高比小于6的级，在最终计算结果中，用近似公式估算出叶根处的反动度；（5）第一次计算，用弗留格尔公式确定调节级后压力；（6）假定汽机排汽压力为设计工况下的值，用平移设计工况热力过程线方法初步确定排汽点。

四、汽轮机简介本机组是按照美国西屋公司的技术制造的300MW亚临界、中间再热式、高中压合缸、双缸双排汽、单轴凝汽式汽轮机，如图4-2所示。

它由高中压积木块BB0243与低压缸积木块BB074组合而成。

为了进一步提高机组的经济性，对原引进技术作了改进设计，而且低压缸末级叶片采用905mm的长叶片。

机组型号为N300-16.7/537/537，工厂产品号为D156。

主要技术参数：额定功率300MW；主汽门前额定参数16.7MPa、537℃，再热汽门前温度537℃；工作转速3000rpm；额定背压5.39kPa；回热级数3高、4低、1除氧；额定工况蒸汽流量910.2t/h、热耗7937kJ/(kWh)。

本机组通流部分共35级叶片，其中高压缸1+11级，中压缸9级，低压缸2×7级。

动叶片除低压缸末三级为扭转叶片外，其余均为等截面叶片。

高、中、低压缸隔板静叶均为扭叶片。

有6个高压调节阀，每阀控制21个喷嘴，调节阀全开时部分进汽度为0.9545。

汽轮机在额定参数下5阀全开时可以带额定负荷。

汽轮机在6个调节阀全开、新汽参数16.7MPa、537℃（超压5%）时运行，这一工况定义为最大负荷工况。

主汽门、调节阀、进汽管的压损为4%，再热器及管道为10%，中联门及管道为2.5%，中低压连通管为2%。

2号高加抽汽来自高压缸排汽，除氧器抽汽来自中压缸排汽，第5、6级抽汽分别来自左、右侧低压缸的第3、5级前，因此低压缸为不对称抽汽。

但为了计算方便，在本计算中近似为对称。

通流部分结构参数如表1所示。

最大工况和额定工况下的热力参数如表2所示。

静叶与动叶汽封：高压静叶3齿，1高2低，动叶3齿，平齿，中压静叶5齿，2高3低，动叶5齿，平齿，间隙都是0.75mm；低压静叶3齿，1高2低，动叶1齿，平齿，间隙都是1.1mm。

图1 N300-16.7/537/537汽轮机结构表1：N300-16.7/537/537汽轮机通流部分的结构参数表2：N300-16.7/537/537汽轮机最大工况和设计工况下的热力参数注：额定工况排汽比焓：2346kJ/kg；最大工况排汽比焓：2338.8kJ/kg；低压缸抽汽实际为不对称的，计算中可当作是对称的。

五、低压缸逆算法计算步骤以变工况下第七级的计算为例：已知条件：变工况：流量为额定流量的103%，即第七级流量为78.2514kg/s ；排汽压力5.39kPa ；额定排汽焓2341kJ/kg 。

图2 逆算法用图计算步骤：1、估计变工况的排汽焓和各项损失变工况后排汽压力为5.39kPa ，排汽焓估为2341kJ/kg 。

根据公式估计级后各项损失如下所示。

叶轮摩擦损失：因为反动式故为0； 叶高损失：按公式11t l lth h h h ∆∆=∆∆估计为0.206；湿气损失：1211211t x xt h x h h h x ∆-∆=∆∆-估计为12；余速损失：22212121c c c c G v h h G v ⎛⎫∆=∆ ⎪⎝⎭估计为28.5；漏气损失：11t th h h h δδ∆∆=∆∆由于低压缸漏气损失相对很小，这里估为0； 扇型损失：由于低压缸最后三级为扭叶片，它的扇型损失很小，如果按公式2*0.7b t b l h d ⎛⎫∆ ⎪⎝⎭计算的话，扇型损失较大，与实际情况不符合。

所以后三级的计算中估为0。

2、根据估算的各项级后损失，确定动叶后的实际状态点(1) 动叶出口处的实际焓：21112111s p l f x c h h h h h h h h θδ=-∆-∆-∆-∆-∆-∆ =2341-0-0.206-12-28.5-0-0 =2300.294kJ/kg 。

(2)根据动叶出口实际焓和排汽压力2(,)s h p 查得动叶出口处的各项热力参数： 熵2s s =7.5119 kJ/(kg ·K)，比容2s v =23.4061 m 3/kg ，干度x =0.8914。

(3)动叶出口处的实际速度：222/s s w Gv A ==78.2514×23.4061/3.638=503.4532 m/s 。

3．确定动叶出口的理想状态点（1）取动叶速度系数ψ＝0.95，动叶出口理想相对速度 22/t s w w ψ==529.9508m/s 。

（2）计算动叶损失：()22221/2000b t h w εψ∆=-=13.6913kJ/kg 。

（3）动叶出口的理想焓：222t s b h h h ε=-∆=2300.294-13.6913=2286.6027 kJ/kg 。

（4）根据动叶出口的理想焓和排汽压力22(,)t h p 查得动叶出口处的理想热力参数：熵2t s =7.4674 kJ/(kg ·K)，比容2t v =23.2576m 3/kg 。

（5）动叶出口绝热系数：湿蒸汽 1.0350.1x κ=+⨯=1.1241。

（6）动叶出口理想状态点的音速s w =。

4、判断动叶是否超临界因为2t s w w >，所以是超临界。

重新假设动叶损失2b h ε∆=11.1 kJ/kg ，按假定值重新计算。

（1）动叶出口处的理想焓：222t s b h h h ε=-∆=2289.1940kJ/kg 。

（2）根据动叶出口的理想焓和排汽压力22(,)t h p 查得动叶出口处的理想热力参数：熵2t s =7.4758 kJ/(kg ·K)，比容2t v =23.2857m 3/kg 。

5、确定动叶临界点（1）确定临界压力：2(1)2k k cr p p +⎛⎫ ⎪==0.0075MPa 。

（2）据临界压力和动叶出口的理想熵2(,)cr t p s 查得临界点的热力参数：比容cr v ＝20.838m 3/kg ，焓值cr h ＝2343.19 kJ/kg 。

（3）临界速度：cr c =＝381.9568m/s 。

6、校核动叶损失 （1）滞止点到临界点焓降：*2/2000cr cr h c ∆==72.9455kJ/kg 。

（2）动叶的滞止理想比焓降：**2()b cr cr t h h h h ∆=∆+-=115.9308kJ/kg 。

（3）动叶出口速度1/22(21000)t b w h =∆⨯=481.5201m/s ；22s t w w ψ==457.4441m/s 。

（4）动叶损失：()22221/2000b t h w εψ∆=-=11.3033m/s 。

（5）汽流在动叶出口产生的偏转，偏转后的出口汽角为：122222sin (sin )cr tt crc v w v βδβ-+==0.5467 rad 。

（6）校核动叶损失：｜11.1-11.3033｜/11.1=1.8311%；校核通过。

7、校核余速损失 （1）确定轮周速度：23.14153000/60u d =⨯⨯=415.1458 m/s 。

（2）根据余弦定理可以得到动叶排汽速度：2c =239.0596 m/s 。

（3）确定余速损失：222/2000c h c ∆==28.5748 kJ/kg 。

（4）校核余速损失：|28.5－28.5748|/28.5=0.2623%；校核通过。

8、确定动叶前的状态点 （1）假定动叶的进口相对速度：11w =132 m/s 。

（2）根据假定值确定动叶内的理想比焓降：*222111122=-/2000(1-(/))/2000b b t t h h w w w w ∆∆=⨯=107.2188 kJ/kg 。

（3）确定动叶前的焓值：112t b h h h =+∆=2396.4128 kJ/kg 。

（4）根据动叶入口处的焓和熵112(,)t h s 查得动叶入口处的热力参数：11p =0.0122MPa ；干度x ＝0.9183。

9、确定喷嘴后的状态点（1）因为碰撞损失很小，而又是103％的变流量工况，所以碰撞损失取为0。

即喷嘴后的状态点即为动叶入口处的状态点。

（2）根据喷嘴后焓和压力111(,)h p 查得喷嘴出口点的比容11v =11.1450m 3/kg 。

（3）喷嘴出口实际汽流速度11111/c G v A =⨯=412.7744m/s 。

（4）选取喷嘴速度系数φ＝0.97；求得喷嘴出口理想汽流速度 1111/t c c ϕ==425.5406 m/s 。

10、确定喷嘴出口的理想状态点 （1）确定喷嘴损失：2211t1(1-)c /2000n h ξϕ∆==5.3511 kJ/kg 。

（2）喷嘴出口理想焓111-t n h h h ξ=∆=2391.0617 kJ/kg 。

（3）根据喷嘴出口理想焓和出口压力111(,)t h p 查得理想比容11t v =11.1177 m 3/kg 。

（4）确定该点的音速：s c =。

11、判断喷嘴是否超临界 （1）因为11t s c c >，所以喷嘴超临界，重新假设喷嘴损失1n h ξ∆=5kJ/kg 。