汽轮机课程设计报告书.docx

军工路男子职业技术学院

课程设计报告书

课 程 名 称： 透平机械原理课程设计
院（系、部、中心）： 能源与动力工程学院
专 业： 能源与动力工程
班 级： 2013级
姓 名： JackT
学 号： 131141xxxx
起 止 日 期： 2016.12.19---2017.1.6
指 导 教 师： 万福哥

前 言
我校研究的透平机械主要是是以水蒸汽为工质的旋转式动力机械，即汽轮机，常用于火力发电。汽轮机通常与锅炉、凝汽器、水泵等一些列的设备、装置配合使用，将燃煤热能通过转化为高品质电能。与其它原动机相比，汽轮机机具有单机功率大、效率高、运转平稳和使用寿命长等优点，但电站汽轮机在体积方面较为庞大。
汽轮机的主要用途是作为发动机的原动机。与常规活塞式内燃机相比，其具有输出功率稳定、功率大等特点。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，都采用以汽轮机为原动机的汽轮发电机组，这种汽轮机具有转速一定的特点。汽轮机在一定条件下还可变转速运行，例如驱动各种泵、风机、压缩机和船舶螺旋桨等，我国第一艘航母“辽宁号”就是以汽轮为原动机。汽轮机的排汽或中间抽气还可以用来满足工业生产（卷烟厂、纺织厂）和生活（北方冬季供暖、宾馆供应热水）上的供热需要。在生产过程中有余能、余热的工厂企业中，还可以用各种类型的工业汽轮机（包括发电、热电联供、驱动动力用），使用不同品位的热能，使热能得以合理且有效地利用。
汽轮机与锅炉（或其他蒸汽发生装置，比如核岛）、发电机（或其他被驱动机械，比如泵、螺旋桨等）、 凝汽器、加热器、泵等机械设备组成成套装置，协同工作。具有一定温度和压力的蒸汽可来自锅炉或其他汽源，经主汽阀和调节汽阀进入汽轮机内，依次流过一系列环形安装的喷嘴栅（或静叶栅）和动叶栅而膨胀做功，将其热能转换成推动汽轮机转子旋转的机械功，通过联轴器驱动其他机械，如发电机。膨胀做功后的蒸汽由汽轮机的排汽部分排出。在火电厂中，其排气通常被引入凝汽器，向冷却水或空气放热而凝结，凝结水再经泵输送至加热器中加热后作为锅炉给水，循环工作。

目 录
前 言 2
目 录 3
一、课程设计任务书 5
1.1 设计题目 5
1.2 已知参数 5
1.3 任务与要求 5
二、汽轮机近似热力过程线的拟定及汽轮发电机组经济指标的初算 6
2.1 汽轮机近似热力过程线的拟定 6
2.1.1 进汽压力损失的初步估计 6
2.1.2 选取机组的相对内效率、发电效率和机械效率 6
2.1.3 近似热力过程曲线的初步拟定 6
2.2 汽轮机总蒸汽量D0的估算 6
2.3 汽轮发电机组汽耗率与热耗率的初算 7
2.4 整机相对内效率 7
三、焓降分配与级数确定 8
3.1 第一级平均直径的估计 8
四、级的热力设计 9
4.1 调节级选型 9
4.2 调节级热力参数的选择 9
4.3 调节级详细热力计算 9
4.4其它压力级的详细计算 11
五、整机热力性能校核 13
5.1 功率校核 13
5.2 相对内效率校核 13
六、转子临界转速强度校核 14
6.1 转子临界转速计算 14
6.2 叶片强度校核 14
6.3 叶根强度校核 15
6.4 轮缘强度计算 16
七、轴封漏气量计算 18
7.1 高压端轴封漏汽 18
7.2 低压端轴封漏汽 18
八、整机热力过程线和压力级速度三角形汇总 20
8.1整机热力过程线 20
8.2压力级速度三角形汇总 21
九、热力计算数据汇总表 22
十、各级叶片型号及参数汇总 23
参考文献 24

一、课程设计任务书
1.1 设计题目
冲动式机轮机通流部分热力设计

1.2 已知参数
额定功率：Pe=350kw
额定转速：n=10000r/min
进汽压力：P0=2.45MPa
进气温度：t0=3900c
排汽压力：Pc=0.50MPa

1.3 任务与要求
１．汽轮机近似热力过程线的拟定及汽轮发电机组经济指标的初算
１．1 汽轮机热力过程线的拟定 ；
１．2 汽轮机总蒸汽量D0的估算 ；
１．3 汽轮发电机组汽耗率与热耗率的初算
２．调节级的热力设计 ；
２．1调节级选型；
２．2调节级热力参数的选择；
２．3调节级详细热力计算;
3 ．整机热力性能校核
4 ．整机热力过程线和压力级速度三角形汇总
5 ．热力计算数据汇总表
6 ．设计小结

二、汽轮机近似热力过程线的拟定及汽轮发电机组经济指标的初算
2.1 汽轮机近似热力过程线的拟定
2.1.1 进汽压力损失的初步估计
进汽节流损失：
ΔP=0.05*P0=0.1225MPa
进汽前压力：
P1=P0-ΔP=2.3275MPa
2.1.2 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=350kw ,所以取汽轮机相对内效率: ηri=0.73，发电机效率ηg=0.970 (全负荷)，机械效率ηm=0.987
2.1.3 近似热力过程曲线的初步拟定
由P0=2.45MPa，t0=3900c，确定初始状态点“0”，
查表知
h0=3216.88kJ/kg, s0=6.7kJ/(kg.K)
节流后
h1=h0=3216.88kJ/kg, P1=2.3275MPa
确定点“1”。
过“0”点做定熵线与Pc=0.50MPa的定压线交于“z”点，
查表知
hzt=2827.37kJ/kg, tzt=187.2470c
整机理想焓降
Δht*=h0-hzt=389.51kJ/kg
整机有效焓降
Δhi*=ηriΔht*=280.45kJ/kg
从而确定“z’”点的比焓为
Hz’*=h0-Δhi*=2936.43kJ/kg
然后过“z’”作等焓线交过“z”的等压线于点2，过“1”、“2”点作光滑曲线即为汽轮机的近似热力过程线
2.2 汽轮机总蒸汽量D0的估算
由额定功率Pe、有效焓降Δhi*、机械效率ηm、发电机效率ηg，得

总蒸汽量D0为
D0==4.69t/h
2.3 汽轮发电机组汽耗率与热耗率的初算
发电机组汽耗率d0为
d0==13.4kg/(kW.h)
发电机组热耗率q0为
q0=d0×Δhi*=3758.03kJ/(kW.h)
2.4 整机相对内效率
整机相对内效率ηri为
ηri==0.73

三、焓降分配与级数确定
3.1 第一级平均直径的估计
假设第一级理想等熵焓降为Δh1*=250kJ/kg，α1=14.50
假想速度
Ca==707.11m/s
取假想速比
Xa=0.242
由
u=Xa×Ca=πdm1n/60
得节圆直径dm1=0.327m，根据式
G=πdm1l1eCasinα1/ν1
得叶高l1=0.019m
根据同样的方法，假设末级等熵焓降Δhz*=74.51kJ/kg,假设末级α1=11.20
计算出末级参数
dmz=0.380m ,lz=0.036m
假设汽轮机分为3 级，具体形式为一列双列复数级和两列压力级，双列复速级部分进汽度e=0.23，各级理想焓降分别为：
Δh1*=250kJ/kg、Δh2*=65kJ/kg、Δh3*=74.51kJ/kg
各节圆直径分别为：
dm1=0.327m、dm2=0.353m、dm3=0.380m
各级理想焓降与各节圆直径沿级数方向变化趋势见图2-1、2-2：

图2-1 各级理想焓降沿级数方向变化趋势 图2-2 各节圆直径沿级数方向变化趋势

四、级的热力设计
4.1 调节级选型
由于整机绝热焓降较大，整机级的设计选择调节级加压力级的形式。由于双列复速级具有可以承担较大焓降这一优点，故调节级确定为双列复速级。

4.2 调节级热力参数的选择
调节级承担绝热焓降Δh1s为
Δh1s=250kJ/kg
调节级进口参数
h1=3216.88kJ/kg， P1=2.3275MPa
查表可知
s1=7.023kJ/(kg.K)， ν1=0.12765m3/kg
其它已知参数：喷嘴速度系数φ=0.947，动叶一速度系数ψ=0.91，导叶速度系数φ'=0.94，动叶二速度系数ψ'=0.97
第一列动叶反动度Ω1=0.02，导叶反动度Ω2=0.05，第二列动叶反动度Ω3=0.02，总反动度Ω=0.09.
4.3 调节级详细热力计算
（以下公式均来自与《汽轮机原理》-王新军P38与P40页）
喷嘴理想焓降
Δhns=（1-Ω）×Δh1s=227.5kJ/kg
喷嘴速度
C1s==674.54m/s
C1=φ×C1s=638.79m/s

喷嘴能量损失
Δhnξ=（1-φ2）Δhns=23.48kJ/kg
圆周速度
u=πdm1n/60=171.14m/s
相对汽流速度
w1=u12-2u1c1cosα1+c12=475.36m/s
静叶出汽角
β1=actanc1sinα1c1cosα1-u1=20.120
动叶一理想比焓降
∆hb1*=Ω1Δh1s*+w122000=5 kJ/kg
动叶出口气流相对速度
w2t=2Δhb1*=485.77m/s
w2=ψ2Δhb1*=442.05m/s
动叶一损失
Δhb1ξ=1-ψ2Δhb1*=20.28kJ/kg
动叶一出口绝对气流速度
c2=w22-2w2u2cosβ2+u22=281.54m/s
动叶一出口相对气流角
β2=β1-3=17.120
导叶出口绝对气流速度
c1s'=Ω2Δh1s+c22/2000=324.18m/s
c1'=ϕ'c1s'=304.73m/s
导叶损失
Δhnξ'=1-ψ'2c1s'22000=6.12kJ/kg
动叶二进口相对汽流速度
w1'=c1'2+u2-2c1'2u2=157.39m/s
动叶二进口相对汽流角
β1'=actanc1'sinα1'c1'cosα1'-u=43.930
动叶二理想比焓降
∆hb2*=Ω13Δh1s*+w1'22000=5kJ/kg
动叶二出口汽流相对速度
w2bt=2Δhb2*+w1'2=186.47m/s
w2b=ψ'w2bt=180.88m/s
动叶二损失
Δhb2ξ=1-ψ'2Δhb2*=1.028kJ/kg
动叶二出口汽流绝对速度
c2b=w2b2-2w2bu2cosβ2'+u22=102.46m/s
动叶二出汽角
α2'=actanw2'sinβ2'w2'cosβ2'-u=101.630
余速损失
Δhc2'=c2b22000=5.25kJ/kg
轮周有效焓降
Δhu=Δh1s-Δhnξ-Δhb1ξ-Δhnξ'-Δhb2ξ-Δhc2'=192.58kJ/kg
轮周效率
ηu= ΔhuΔh1s=0.776
叶高损失
Δhlξ=aΔhu*l=8.76kJ/kg
叶轮摩擦损失、漏气损失、湿汽损失忽略不计
级有效比焓降
Δhi1=Δhu-Δhlξ=183.82kJ/kg
级的相对内效率
ηoi1=Δhi1Δh1s=0.735
级的内功率
Ne1=G'Δhi1=261.02kW
4.4其它压力级的详细计算
其他各压力级计算过程与第一级相同。用EXCEL 软件计算。过程不再书写，只将各级计算的结果列于表中。

表4-1 其他各压力级计算

五、整机热力性能校核
5.1 功率校核
汽机额定功率
Pe=350kw
由本说明书4.4节可知汽机实际运行功率
Pr=358.07
偏差
Δ=Pr-PePe=0.023<0.03
汽机运行功率满足要求
5.2 相对内效率校核
预估汽机相对内效率
ηri=0.73
由本说明书4.4节可知汽机实际运行时相对内效率
ηrir=0.749
偏差
Δ=ηrir-ηriηri=0.025<0.03
汽机相对内效率满足要求

六、转子临界转速强度校核
6.1 转子临界转速计算
转子材料选用30Cr1Mo1V，于网上找到其物性参数，具体如下所示：
转子密度
ρ=7760kg/m3
转子弹性模量
E=192GPa
惯性矩
I=πD464=4.91*10-6m4
转子横截面积
F=πD24=0.0078m2
转子一阶临界转速
ncr1=30πl2EIρF=46868 r/min >10000
转子转速低于材料允许的一阶临界转速，转子转速满足要求。
6.2 叶片强度校核
由于末级叶片动叶处于汽轮机工况最为恶劣的地方，故只需校核第二列压力级动叶强度。若其承受应力小于许用应力，则认为其强度达到要求。具体校核步骤如下所示：
叶片选用材料：1Cr13
材料密度
ρ=7760kg/m3
屈服强度
σ0.2t=420MPa
许用应力
[σs]=σt21.7=247.06MPa
动叶离心拉应力
σt=ρω2lRm=60.44MPa
动叶在圆周方向承受的作用力
Pu=G(c1u-c2u)Z2=11.75N
动叶在轴向方向承受的作用力
Pa=G(c1a-c2a)Z2+p1-p2tl=21.8N
动叶气流力合力
Pt=Pu2+Pa2=24.77N
动叶底部截面弯矩
M0=Ptl2=0.40N/m
查阅《汽轮机设计课程参考资料-苏字叶型》P156页可知
动叶截面系数
W进、出=0.89cm3
W背=0.561cm3
动叶进出口截面应力
σ进、出=M0W进、出=0.44MPa
动叶背部截面应力
σ背=M0W背=0.61MPa
动叶进出口截面合成应力
Σσ进、出=σt+σ进、出=58.60MPa
动叶背部截面合成应力
Σσ背=σt+σ背=58.80MPa
Σσ进、出<σs=247.06MPa
Σσ背<σs=247.06MPa
由上述计算可知，末级动叶片承担的最大应力小于许用应力，叶片强度满足使用条件。
6.3 叶根强度校核
由于末级叶片动叶处于汽轮机工况最为恶劣的地方，故只需校核第二列压力级动叶叶根强度。若其承受应力小于许用应力，则认为其强度达到要求。
末级承担焓降较大，叶根型式考虑使用叉型叶根。叉型叶根具体形式为双叉双铆钉。如图6-1所示。具体校核步骤如下所示：
叶根底部截面到叶根I-I截面的距离
a=0.015
截面I-I处的半径
R1=0.143m
i-i截面上的离心拉力
C1=ρFω2lR1=5569.24N/m

叶根叉数
ZH=2
铆钉直径
d=0.005m
每叉宽度
b=0.05
叶片数目
ZH=56
偏心距
E=0.0005
截面I-I处叶片节距
t=2πR1Z2=0.016
叶根I-I截面上的离心拉应力
σt=C+C1t-0.5dZHb2=74.49MPa
叶根I-I截面系数
W1=(t-0.5t)2ZHb26=3.06*10-7m3
汽流力产生的弯矩和弯应力
Ms=Pul2+a=0.36N/m
σbs=MsW1=0.865MPa
偏心引起的弯矩及弯应力
Mc1=C+C1e=5.57N/m
σbc=Mc1W1=13.79MPa
叶根I-I截面合成应力
σ1=σt+σbs+σbc=89.13<[σ]
叶根承受应力小于许用应力，叶根强度满足使用条件

图6-1 叉形叶根
6.4 轮缘强度计算
汽机末级位置处的轮缘承担了最大的应力。故只需校核末级位置处的轮缘强度即可。
截面Ⅱ-Ⅱ处的半径
R2=0.123m
截面Ⅱ-Ⅱ以上的轮缘部分的离心力
Crim=ρFω2lR2=5195.87N
轮缘宽度
b1=0.075m
轮周上一排铆钉数目
Zr=56
轮缘承受拉应力
σt2=Z2ΣC+23Crim(2πR2-Zrd)(b1-ZHb2)=18.26MPa<[σ]
轮缘承受应力小于许用应力，轮缘强度满足使用需要。

七、轴封漏气量计算
本汽轮机采用迷宫式轴封，平齿，如图7-1，取d=0.1m。

图7-1 迷宫式轴封示意图
齿间距s=0.01m；齿宽Δ=0.001m；齿高h=0.003；颈项间隙δ=0.0003m
（以下计算均按照王新军-《汽轮机原理》P106、P107有关内容进行。）
7.1 高压端轴封漏汽
pap0=0.9922.3275=0.4262
又由pzp0≤0.2980.423z+0.557知
达到临界时的临界齿数为z=3
假设总漏气量为
ΔG=0.01G=0.0198kg/s
高压端漏气量
ΔG1=0.7∆G=0.0139kg/s
根据
Gδ=Aδp02-pz2zp0ν0
可得
Z1=8
7.2 低压端轴封漏汽

pap0=0.50.692=0.795

根据
pzp0≤0.2980.423z+0.557
可知，达到临界时的临界齿数为z=2
低压端漏气量
ΔG1=0.3∆G=0.006kg/s
根据
Gδ=Aδp02-pz2zp0ν0
可得
Z2=8
根据轴封齿数复求高压端、低压端漏气量，有
ΔG1'=0.0137kg/s
ΔG2'=0.0057kg/s
总漏气量
ΔG'=ΔG1'+ΔG2'=0.0194kg/s
ΔG'G=0.01941.98=0.0098<0.01
满足要求

八、整机热力过程线和压力级速度三角形汇总
8.1整机热力过程线
将各关键位置处的焓值与熵值输入EXCEL中，利用EXCEL强大的计算与绘图能力得到较为真实的的热力过程线，如下图6-1所示。

图6-1实际热力过程线

图6-2 各级焓降变化示意图
8.2压力级速度三角形汇总
8.2.1 第一压力级速度三角形

图7-1 第一压力级速度三角形
8.2.2 第二压力级速度三角形

图7-2 第二压力级速度三角形

九、热力计算数据汇总表

十、各级叶片型号及参数汇总

参考文献
[1] 王新军.李亮.汽轮机原理.西安：西安交通大学出版社.2013.
[2] 冯慧雯.汽轮机课程设计参考资料[M].水利电力出版社.1992.
[3] 韩中合等.火电厂气机设备运行.北京：中国电力出版社.2002.8.
[4] 曹祖庆.汽轮机的变工况特性[M].北京：水利电力出版社.1992.