汽轮机通流部分热力设计.doc

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汽轮机课程设计说明书

第一部分：课程设计的任务与要求：
一．设计题目：N12-3.5/435汽轮机通流部分热力设计
二．已知参数：
额定功率：pr＝12MW， 额定转速：ne＝3000r/min，
设计功率：pe＝9.6MW， 新蒸汽压力：p0＝3.5MPa，
新蒸汽温度： t0＝435℃， 排汽压力：pc＝0.005MPa，
给水温度：tfw＝150℃， 冷却水温度：tw1＝20℃，
给水泵压头：pfp＝6.3MPa， 凝结水泵压头:pcp=1.2MPa，
射汽抽汽器用汽量： △Dej＝500kg/h，
射汽抽汽器中凝结水温升： △tej＝3℃，
轴封漏汽量： △D1＝1000kg/h，
第二高压加热器中回收的轴封漏汽量： △D1′＝700kg/h。
回热级数：5
三．任务与要求
（1）估算整机蒸汽流量及拟定热力过程曲线；
（2）回热系统热平衡初步计算及回热系统示意图绘制；
（3）非调节级理想比焓降分配和级数确定；
（4）计算调节级与非调节级通流部分几何尺寸：各级平均直径、叶片高度、通流面积、叶片数、叶宽、节距、静叶片安装角、动叶片安装角、及出汽角等；
（5）计算级效率、级内功率、整机内功率及相对内效率；
（6）整机校核（电功率、内效率）；
（7）按比例绘制通流部分子午剖面流道图和各级速度三角形图，以及调节级详细热力过程曲线示意图，整机热力过程曲线图；
（8）编写计算机程序方框图；
（9）编写计算机运行程序；
（10）调试并运行热力设计计算机程序；
（11）编写课程设计说明书（说明书规格按学校要求，内容为上述计算内容）。
第二部分：汽轮机热力计算
一、汽轮机进汽量D0的初步估算和近似热力过程曲线的初步计算
1．根据已知的p0、t0和pc，确定蒸汽通过主汽门、配汽机构及排汽管中的压力损失。
进汽机构节流损失：
排汽管中压力损失：
调节级前的压力为：
末级动叶后压力为：
2．选取机组的相对内效率、发电效率和机械效率
由于汽轮发电机组的额定功率：pr＝12MW
所以取汽轮机相对内效率ηri，发电机效率ηg (全负荷)，机械效率ηax.
3．热力过程曲线的初步拟定
由p0＝3.5MPa，t0＝435℃确定初始状态点“0”：
＝3304.07735 kJ/kg， = 6.9597 kJ/(kgK)
由 kJ/kg，从而确定“1”点：
= 6.9778kJ/(kgK)， = 434.118℃
过“0”点做定熵线与Pc=0.005MPa的定压线交于“”点，查得：
= 2122.1146kJ/kg， = 32.91℃
整机理想焓降为：kJ/kg
整机有效焓降为：＝＝1181.9630.82 969.2095kJ/kg
从而确定“3”点的比焓为：
=-=3304.07735969.2095=2334.86785kJ/kg
又因为余速损失为：

所以“4”点的比焓为：

再由可以确定“4”点，并查得：
=7.56144kJ/(kgK)
然后用直线连接“1”、“4”两点，求出中点“2′”，
=2807.653 kJ/kg， =7.26962 J/(kgK)
并在“2′”点沿等压线向下移14kJ/kg得“2”点，
=2793.653 kJ/kg， =7.237437 J/(kgK)
过“1”、“2”、“3”点作光滑曲线即为汽轮机的近似热力过程曲线。
汽轮机近似热力过程曲线图见附图-1.

4．整机进汽量估计

一般凝汽式汽轮机的总蒸汽流量可由下式估算：
t/h
式中 ———汽轮机的设计功率， KW
——通流部分的理想比焓降，KJ/kg ；
——汽轮机通流部分相对内效率的初步估算值(0.820～0.850) ；
———机组的发电机效率(全负荷，0.965～0.975) ；
———机组的机械效率（0.985～0.990） ；
D ———考虑阀杆漏气和前轴封漏汽及保证在处参数下降或背压升高时仍能发出设计功率的蒸汽余量，通常取=3%左右，t/h
m ————考虑回热抽汽引起进汽量增大的系数，它与回热级数、给水温度、汽轮机容量及参数有关，通常取m=1.08～1.25，
调节抽汽式汽轮机通流部分设计式，要考虑到调节抽汽工况及纯凝汽工况。一般高压部分的进汽量及几何尺寸以调节抽汽工况作为设计工况进行计算，低压部分的进汽量及几何下以纯凝汽工况作为设计工况进行计算。
取 回热抽汽进汽量增大系数，漏汽蒸汽余量
汽轮机相对内效率ηri＝0.82，机械效率，发电机效率

二、调节级详细计算
1．根据调节级的选择原则，选取调节级的型式及相关参数如下：
a）调节级型式：双列复速级
b）理想焓降：
c）平均直径：
d）反动度：

e）速度比： =0.24
注：

2．喷嘴理想比焓降：
kJ/kg

3．计算喷嘴出口汽流状态并选择喷嘴型线：
取喷嘴的速度系数
则喷嘴损失： kJ/kg
kJ/kg
在h-s图上近似做出热力过程线，取动叶进口参数为：
＝1.63MPa， =0.1677m3/kg
因为,
故在喷嘴中汽流为超声速流动，
故选择TC-2B型线，出汽角为=15°。

4．喷嘴出口汽流速度：
m/s
m/s

5．计算喷嘴出口面积：
查得喷嘴流量系数＝0.97

6．计算喷嘴最小截面积及斜切部分偏转角
因为,所以汽流在斜切部分发生膨胀，产生偏转:
cm2

解得：

7．计算喷嘴出口高度和部分进汽度e
因为
所以
取，则求得：，满足要求。

8. 计算第一列动叶进口汽流角和相对速度

kJ/kg
由上可查h-s图得第一列动叶进口的滞止压力=2.36108MP

9. 计算第一列动叶出口汽流相对速度
第一列动叶理想焓降：kJ/kg
第一列动叶滞止理想焓降：
kJ/kg
第一列动叶出口汽流相对速度
m/s
在图4中查得：
m/s

10．第一列动叶损失为：
kJ/kg
根据和在h-s图中做出动叶热力过程曲线，查得第一列动叶后蒸汽状态点：P2＝1.47282MPa，V2＝0.1825397m3/kg

11．第一列动叶出口面积：

由于，
故汽流在第一列动叶中为亚声速流动。

12. 第一列动叶出口高度和汽流出口角
由前面计算可知：
所以查表1得：

，对于一短叶片，有：
进而汽流出口角

13．第一列动叶出口汽流速度和出汽角

14. 导叶的理想比焓降
kJ/kg
kJ/kg

15. 计算导叶出口速度
理想速度：
查图4可得：
实际速度：

16. 导叶内损失：
kJ/kg
在h-s图中做出导叶热力过程曲线，查得导叶后蒸汽状态点：
P1＇=1.4463058MPa, v1＇=0.1865665m3/kg

17. 计算导叶出口截面积及进口高度
导叶出口截面积：
导叶进口高度：

18. 导叶出汽角

19. 第二列动叶进口相对速度和方向

20. 计算第二列动叶出口汽流相对速度
第二列动叶理想比焓降： kJ/kg
滞止理想焓降：
kJ/kg

21.动叶出口理想相对速度：

查图4可得：
动叶出口实际相对速度：

22. 第二列动叶损失为：
kJ/kg
根据和在h-s图中做出动叶热力过程曲线，查得第二列动叶后蒸汽状态点：
P2＇＝1.40725MPa，V2＇＝0.191034m3/kg

23. 计算第二列动叶相关参数
第二列动叶出口截面积：

第二列动叶进口高度：
第二列动叶出口高度：

24．第二列动叶出口汽流角：

25．第二列动叶出口汽流绝对速度方向与大小

26．余速损失为：

27．轮周有效焓降（不计叶高损失）：

28. 轮周效率的计算及校核

所以它是合格的。

29．计算叶高损失

kJ/kg（对于复速级）

30．轮周有效比焓降：

轮周功率：

31．部分进汽损失与叶轮摩擦损失
叶轮摩擦损失：
kJ/kg
在计算部分进汽损失时，由于采用的是双列级，于是Ke=0.55，Ke＇=0.016，
，，所以有

32．级有效比焓降为：

内功率为：

取第一级非调节级和调节级之间的余速利用系数为0.9
则非调节级进口处参数为：

查得 P=1.4072512 MPa s=7.1106 J/(kgK) v=0.19660876 m3/kg

33．级效率为：

34．调节级叶栅几何参数选择
（1）喷嘴：
由前面的计算可知，喷嘴叶型为：TC-2Б，， ，
于是取，。

，取整得：
反算：
合格
查得安装角为38°
（2）第一列动叶：
由前面的计算知：，故选TP-1B型，，，
于是取，。

，取整得：
反算：
, 合格
查得安装角为81°
（3）导叶：
由前面的计算知：,选TP-3A型，，，
于是取，。

，取整得：
反算：
, 合格
查得安装角为78°
（4）第二列动叶：
由前面的计算知：，选TP-5A型，，，
于是取，。

，取整得：
反算：
合格
查得安装角为78°

三、回热系统平衡初步估算
汽轮机进汽量估算及汽轮机近似热力过程曲线拟定以后，就可进行回热系统的热平衡计算。
A、回热抽汽压力的确定
1. 除氧器的工作压力
给水温度和回热级数确定之后，应根据机组的初参数和容量确定除氧器的工作压力(2个高压加热器、2个低压加热器、1个除氧器)。除氧器的工作压力与除氧效果关系不大，一般根据技术经济比较和实用条件来确定。通常在中低参数机组中采用大气式除氧器。大气式除氧器的工作压力一般选择略高于大气压力即0.118MP。
2. 抽汽管中压力损失
在进行热力设计时，要求不超过抽汽压力的10%，通常取=（0.04～0.08），级间抽汽时取较大值，高中压排汽时取较小值。
3. 表面式加热器出口传热端差t：由于金属表面的传热阻力，表面式加热器的给水出口水温与回热抽汽在加热器中凝结的饱和水温间存在温差t=-称为加热器的出口端差，又称上端差，经济上合理的端差需通过综合的技术比较确定。一般无蒸汽冷却段的加热器取t=3～6℃
（取高压加热器端差为5ºC，低压加热器端差为3ºC，除氧器的端差为0ºC。）
4. 回热抽汽压力的确定
在确定了给水温度、回热抽汽级数、上端差t和抽汽管道压损等参数后，可以根据除氧器的工作压力，确定除氧器前的低压加热器数和除氧器后的高压加热器数，同时确定各级加热器的比焓升或温升。这样，各级加热器的给水出口水温也就确定了。根据上端差t可确定各级加热器内的疏水温度，即=+t。从水和水蒸气热力性质图表中可查得所对应的饱和蒸汽压力-----个加热器的工作压力。考虑回热抽汽管中的压力损失，可求出汽轮机得抽汽压力，即=+。在汽轮机近似热力过程曲
线中分别找出个抽汽点得比焓值，并将上述参数列成表格如下：

加热器号
抽汽
压力

抽汽
比焓

抽汽管压损
加热
器工
作压
力

饱和水温度
饱和水比焓
出口端差
给水出口温度
给水出口比焓
H1
0.59058
2790
8
0.54333
155.00
655.60
5
150.00
634.02
H2
0.31163
2755
8
0.28669
132.13
557.56
5
127.13
536.29
HD
0.142
2708
17
0.118
104.25
437.01
0
104.25
437.01
H3
0.07255
2650
8
0.06675
88.375
372.71
3
85.375
360.15
H4
0.02842
2584
8
0.02615
65.5
276.9945
3
62.5
264.46

B、各级加热器回热抽汽量计算
在拟定的近似热力过程曲线上求出各回热抽汽比焓值,见下图

h
s
3.5MPa
435℃℃℃℃℃℃℃
3304.07735kj/kg
0.591191
0.1422
0.3121284
0.5

0.073

近似热力过程曲线

12MW凝汽式汽轮机回热系统图
1.回热系统热平衡估算：

(1) H1号高压加热器 其给水量为
Dfw=D0-ΔDl +ΔDej=44.93-1+0.5=44.43t/h
式中 ΔDl ———高压端轴封漏汽量， 1 t/h；
ΔDej ———射汽漏汽器耗汽量， 0.5 t/h；
Dl————漏入H2高压加热器的轴封漏气量，t/h。

，下同。
因为
所以该级回热抽汽量为：

(2)H2号高压加热器
先不考虑漏入H2高压加热器的那部分轴封漏气量ΔDl及上级加热器的疏水量ΔDej，则该级加热器的计算抽气量为：
=44.43x（536.29-437.01）/(2790-655.60)x0.98=2.10 t/h
考虑到上级加热器疏水流入高压加热器并放热可使本级抽气量减少的相当量为
ΔDele= =2.08x(655.60-557.56)/(2755-557.56)=0.093 t/h
ΔDlle=ΔDl*(he1-he2′)/(he2- he2′）
=0.77x(2790-557.56)/(2755-557.56)=0.756t/h
本级高压加热器实际所需回热抽气量为：
ΔDe2=2.10-0.093-0.756=1.251 t/h

(3)HD除氧器
除氧器质量平衡方程：
除氧器热平衡方程：
代入数据得：

联立两方程解得：，

(4)H3号低压加热器
类似于H1的情况，可以列出如下式子：

(5)H4号低压加热器
凝汽器压力，对应的，
因为射汽抽气器中的凝结水温升为：
所以H4号低压加热器进口水温为：
又进口水压为凝结水泵压头，为1.2MP
进而可知：，则H4的计算抽汽量为：

H3疏水注入H4引起的抽汽减少量为：

2.流经汽轮机各级机组的蒸汽两级及其内功率计算
调节级: 44.93t/h,=3304.07735;=2793.653;

(调节级后压力为1.22，比焓值3089.2KJ/kg)
第一级组：44.93-1=43.93 t/h
Pi1=D1（hl-he1）/3.6=43.93×（3089.2－2790）/3.6=3651.1 kw
第二级组：
D2=D1-ΔDe1=43.93-2.08=41.85 t/h
Pi2=D2（he1-hed）/3.6=41.85×（2790－2755）/3.6=406.9 kw
第三级组：
D3=D2-ΔDe2=41.85-1.251=40.599 t/h
Pi3=D3（he2-hed）/3.6=40.599 ×（2755-2708）/3.6 =530.0 kw
第四级组：
D4=D3-ΔDed=40.599 -1.003=39.596 t/h
Pi4=D4（hed-h3）/3.6=39.596 ×（2708－2650）/3.6=637.9 kw
第五级组：
D5=D4-ΔDe3=39.596-1.685=37.911 t/h
Pi5=D5（he3-he4）/3.6=37.911 ×（2650-2584）/3.6=695.0 kw
第六级组：
D6=D5-ΔDe4=37.911-1.895=36.016t/h

Pi6=D6（he4-heZ）/3.6=36.016 ×（2584-2310.2）/3.6=2739.2 kw

整机内功率：
Pi=ΣPi=6370.4+3651.1+406.9+530.0+637.9+695.0+2739.2=15030.5kw
3. 计算汽轮机装置的热经济性
机械损失 ΔPm=Pi(1-ηm)= 15030.5×(1-0.988)=180.366 kw
轴端功率 Pa=Pi-ΔPm =15030.5-180.366=14850.134 kw
发电机功率 Pe=Paηg=14850.134×0.97=14404.63kw
校核 （14850.134-14404.63）/14404.63*100%=3.09%
符合设计工况Pe=96000kw的要求，原估计的蒸汽量D0正确。
汽耗率：44.93x103/9.6x103= 4.68kg/(kw.h)
不抽汽时估计汽耗率：
3.72 t/h
汽轮机装置汽耗率：
=4.68×(3304.07735-634.02)=12495.87KJ/(kw.h)
汽轮机装置的绝对电效率：3600/12495.87=28.81%

表2-3 12MW凝汽式汽轮机热平衡计算数据
基 本 数 据
0.0052
0.0050
32.91
35.91
6.3
1.2
汽轮机装置的热力特性数据
3.72
150
634.02
12495.87
28.81

Mpa
℃
℃
Mpa
Mpa
kg/kWh
℃
KJ/kg
kg/kWh
℅

pc′/pc
tc
tej
pfp
pcp
d′
tfw
hfw
q
ηel

汽轮机背压
凝汽器出口水温
抽汽冷却器出口水温
给水泵压头
凝结水泵压头
不抽气时汽耗率
给水温度
给水比焓
热耗率
绝对电效率

0.5
2302.7
44.93
1.0
36.016
180.366
14850.134
97
14404.63
44.93
4.68
t/h
KJ/kg
t/h
t/h
t/h
kW
kW
℅
kW
t/h
kg/kWh
ΔDej
Δhel
D0
ΔDl
De
ΔPm
Pa
ηg
Pe
D0
d
射汽抽汽器汽耗量
射汽抽汽器比焓降
汽轮机总进汽量
前轴封漏气量
流入凝汽器蒸汽量
机械损失
连轴器端功率
发电机效率
发电机端功率
汽轮机总进汽量
汽耗率
3.5
435
3304.07735
3000
20
2310.2
2122.1146
1181.963
969.21
84
15030.5
Mpa
℃
KJ/kg
t/min
℃
KJ/kg
KJ/kg
KJ/kg
KJ/kg
℅
kW
P0
t0
h0
n
tcl
hz
h2t
Δhtmac
Δhtmac
ηri
pi
汽轮机初压
汽轮机初温
汽轮机初比焓
工作转速
冷却水温
排气比焓
等比熵排气比焓
理想比焓降
有效比焓降
汽轮机内效率
汽轮机内功率

将计算结果列于下表：

项 目
符 号
单 位
加 热 器 号
H1
H2
HD
H3
H4
抽汽压力
pe
Mpa
0.59058
0.311626
0.142
0.072552
0.028428
加热器压力
pe＇
Mpa
0.54333
0.286686
0.118
0.066748
0.02651
抽汽比焓
he
kJ/kg
2790
2755
2708
2650
2584
压力pe＇下饱和温度
te
℃
155
132.125
104.25
88.375
65.5
压力pe＇下饱和水比焓
he＇
kJ/kg
655.60
557.65
437.01
372.71
276.9945
每公斤蒸汽放热量
Δhe
kJ/kg
2268.8207
2263.4565
2247.1932
2190.1319
2129.6879
被加热的给水量
Dfw
kg/h
44430
44430
39340
39340
39340
给水进口温度
tw1
℃
127.125
104.25
85.375
62.5
34.8
给水进口水比焓
hw1
kJ/kg
536.29
437.01
360.15
264.46
146
加热器端差
δt
℃
5
5
0
3
3
给水出口温度
tw2
℃
150
127.125
104.25
85.375
62.5
给水出口比焓
hw2
kJ/kg
634.02
536.29
437.01
360.15
264.46
给水比焓升
Δhfw
kJ/kg
97.93
99.28
76.86
95.69
118.46
实际抽汽量
ΔDe
kg/h
2080
1251
1504
1685
1895
计算抽气量

kg/h
2080
2100
（1967）
1685
1965

四、压力级焓降分配和级数确定

1．第一非调节级平均直径的估计
由于调节级的部分进汽度在工况变动时是变化的，而且与第一非调节级的部进汽度不同，因此两级的直径不能相同，一般两级直径差不小于50～100mm，故取。
2． 凝汽式汽轮机末级平均直径的估取
凝汽式汽轮机末级直径的估取：
=2.00
式中 Gc ——通过末级的蒸汽流量， kg/s；
α2 ——末级动叶出汽角，一般取α2≈90°；
ξ ——末级余速损失系数，一般ξ=0.015～0.025；
θ ——末级径高比；
ν2 ——末级动叶排汽比容，25 m3/kg。
取末级平均直径：
同时，满足约束条件。

3．凝汽式汽轮机级数及焓降的确定

(1)确定非调节级平均直径的变化规律

取一段线段BD，表示知第一非调节级与末级之间的动叶中心距。在BD两端的纵坐标上按比例绘制出第一非调节级与末级的平均直径AB、CD，用一条逐渐上升的光滑曲线把A、C两点连接起来，再把BD分成9等分（9>5，满足要求），在从均分点处作垂线，便可从图中得到各级的平均直径，再按原则取出各级的最佳速比。

将直径与速比都列在下表中：
1
2
3
4
5
6
7
8
9
1050
1100
1175
1265
1375
1500
1650
1840
2000
0.49
0.495
0.497
0.50
0.52
0.54
0.56
0.6
0.6

(2)确定非调节级各级理想比焓降

进而可得：
压力级平均理想比焓降为：

(3)级数的确定
由前面可知调节级的出口“2’”点的状态为：，，又，由和可查得：。

初估重热系数，则压力级级数为：

取整得：Z＝9。

(4)重热系数校核
取K=0.14, ，则有：

与假设值接近，满足要求。
故取重热系数

(5)比焓降分配
在图中将BD分成Z-1(=8)份，按与上面相同的方法分配直径，速比，焓降。
直径变化规律曲线见附图。

进而可得：
又有：，计算结果列在下表中：
级 号
1
2
3
4
5
6
平均直径Dm
1050
1100
1175
1265
1375
1500
速度比xa
0.49
0.495
0.497
0.5
0.52
0.54
试算比焓降（Δht）
56.649
60.923
69.514
80.211
86.260
95.193
最后确定的比焓降Δht
58.369
62.643
71.234
81.941
87.98
96.913

7
8
9
总和ΣΔht
1650
1840
2000

0.56
0.6
0.6

107.103
116.023
137.078
808.964
108.823
117.743
138.798

(6)按分配比焓降在焓熵图上得到相应各级压力，与回热系统要求的抽汽压力相比较，十分接近，而且满足除氧器及给水的相关要求，所以可以继续后面的计算。

五、非调节级详细计算

(1)第一压力级详细计算
1. 级反动度：
，直径：，级焓降：
级流量：

圆周速度：
喷嘴理想比焓降：
查得喷嘴后蒸汽状态参数：P1t＝1.16582 MP，V1t＝0.2376535m3/kg
2. 压力比：
喷嘴滞止焓
故可查得滞止压力=1.483951MP
，
故喷嘴中汽流为亚音速流动，故选TC-1A型叶片，取出汽角＝12°
3．喷嘴出口汽流速度：

4．喷嘴出口面积：

5．喷嘴出口高度 ：

6．喷嘴损失：

7．动叶进口汽流角和相对速度

8．动叶理想比焓降：

滞止比焓：
9．动叶出口汽流相对速度

10．动叶损失：

查得动叶出口参数：
P2＝0.666327MPa，V2＝0.30479m3/kg
H2＝2987.4576，s=7.00632 J/(kgK)
11．动叶出口面积：

12. 动叶出口高度和汽流出口角

13．动叶出口汽流速度和出汽角

14．余速损失：

15．轮周有效焓降（不计叶高损失）

16. 轮周效率及校核
由于第一级和第二级直径变化不大，故设定余速利用系数为1
故=

所以计算结果满足要求。
17．计算叶高损失
（对于单列压力级a=1.6）
18．轮周有效比焓降：

轮周功率：
19．叶轮摩擦损失

20．隔板漏气损失

21．叶顶漏气损失

查 图-8得 =0.25 =0.94 =0.29

22．湿汽损失

由于级前、后的干度均为1，所以为零。
23. 级有效比焓降

24．内功率

25．级效率

26．第一压力级叶栅几何参数选择
a)喷嘴：
由前面的计算可知，叶型选为：TC-1A，，，
于是取，。

，取整得：
反算：

查得安装角为31.8°
b)动叶：
由前面可知：,故选TP-3A型，，，于是取，。

，取整得：
反算：

查得安装角为78°
(3) 其它各压力级计算过程与第一相同，用Excel软件计算，过程不再书写，只将各级计算的结果列于附表1和表2中。

六、回热系统校核修正
在压力级详细计算过程中，通过回热系统初算的各级抽汽压力和压力级详细计算过程中各级末端的出口压力对比，选择出口压力与初算相近的该级末端出口作为回热抽汽点。并根据该抽汽点压力重新逐级计算和修正抽气量和各级加热器进出口参数。
计算过程和回热系统平衡初步估算相同，过程不再书写。逐级计算修正后结果见下表：
项 目
符 号
单 位
加热器号
H1
H2
Hg
H3
H4
抽汽压力
pe
Mpa
0.60347
0.40748
0.14748
0.08975
0.02914
加热器压力
pe＇
Mpa
0.55519
0.37488
0.12241
0.08257
0.02681
抽汽比焓
he
kJ/kg
2940
2865
2770
2690
2490
压力pe＇下饱和温度
te
℃
155.827
141.298
105.379
94.355
66.560
压力pe＇下饱和水比焓
he＇
kJ/kg
659.164
596.715
440.37
397.84
277.586
每公斤蒸汽放热量
Δhe
kJ/kg
2280.836
2268.285
2329.63
2292.16
2212.414
被加热的给水量
Dfw
kg/h
44430
44430
40328
40328
40328
给水进口温度
tw1
℃
132.6895
105.379
90.0685
62.758
35.908
给水进口水比焓
hw1
kJ/kg
550.98
442.685
380.24
264.86
151.419
加热器端差
δt
℃
5.827
6.6085
0
4.2865
3.802
给水出口温度
tw2
℃
150
134.6895
105.379
90.0685
62.758
给水出口比焓
hw2
kJ/kg
634.02
569.84
440.37
380.24
264.86
给水比焓升
Δhfw
kJ/kg
83040
12715.5
60130
11538
11344.1
抽汽量
ΔDe
kg/h
1651
1751
789
2031
1956.88
注：计算各部分回热抽气量按照前面的公式进行校正和计算即可。

七、整机效率、整机功率的核算

1．整机效率核算

所以整机功率有一定的误差。

2．整机功率的核算

所以整机功率有一定的误差。

八、结果分析总结
综上所述，相对内效率满足要求，但是功率的误差较大，主要原因分析如下：
1．焓熵图读图误差较大，误差在最后被放大了；
2．回热抽汽各级加热器加热温升分配不合理，各级抽汽压力偏高，使得机组做功能力下降。
3．压力级各级直径划分不合适；
4．各级喷嘴的入口角取的不太合适，存在进汽损失；
5．各压力级的最佳速比和反动度的选择不一定最佳
6．各种损失的系数和余速利用系数的选择较随意，有一定偏差。
7．计算是以各级平均直径处的参数进行计算的，但实际中沿叶高方向上有变化。
这些原因共同导致了功率的误差和与实际电厂机组的差别。

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