300MW汽轮机热力计算 (1)

一、 热力参数选择

1.类型：N300-16.67/537/537机组形式为亚临界、一次中间再热、两缸两气

1.额定功率：Pel=300MW;

高压缸排气压力prh=p2=3.8896MPa; 中压缸排汽压力p3=p4=0.7979Mpa; 凝汽器压力Pc=0.004698Mpa; 汽轮机转速n=3000r/min; 2.其他参数

给水泵出口压力Pfp=

凝结水泵出口压力Pcp= 机械效率ƞni= 发电机效率ƞg= 加热器效率ƞh=

3、 相对内效率的估计

根据已有同类机组相关运行数据选择汽轮机的相对内效率：高压缸，ƞriH= ;中压缸，ƞriM= ；低压缸ƞriL= 4、 损失的估算

主汽阀和调节汽阀节流压力损失：Δp0= 再热器压损ΔPrh=0.1Prh=

中压缸联合气阀节流压力损失ΔP‘rh=0.02 Prh= 中低压缸连通管压力损失Δps=0.02ps= 低压缸排气阻力损失Δpc=0.04pc=

一、汽轮机热力过程线的拟定

1、在焓熵图上，根据新蒸汽压力p0= 和新蒸汽温度t0= ,可确定汽轮机进气状态点0（主汽阀前），并查的该点的比焓值h0= ,比熵s0= ,比体积v0= 2、在焓熵图上，根据初压p0= 和主汽阀和调节气阀节流压力损失Δp0= 以确定调节级级前压力p‘0= p0-Δp0= ，然后根据p‘0和h0的交点可以确定调节级级

前状态点1，并查的该店的温度t‘0= ，比熵s’0= ，比体积v‘0=

3、在焓熵图上，根据高压缸排气压力prh= 和s0= 可以确定高压缸理想出口状态点为2t，并查的该点比焓值hHt= ,温度tHt= ,比体积vH=

4、在焓熵图上，根据高压缸排气压力prh= 和再热器压损Δprh= 可以确定热再热压力p’rh=prh-Δprh= ,然后根据p’rh和再热蒸汽温度tth= 确定中压缸进气状态点为3（中压缸联合气阀前），并查的该点的比焓值h’rh= 比熵3‘rh= ,比体积v’rh=

5、在焓熵图上，根据热再热压力p’rh= 和中压缸联合气阀节流压力损失Δp’rh= ，可以确定中压缸气阀后压力p’’rh=p’rh-Δp’rh= 然后根据p’’rh与h’rh的交点可以确定中压缸气阀状态点4，并查得该点的温度t’’h= ,比熵s’’rh= 比体积v’’rh= 若将中、低压缸的热力过程线分别用直线画出，则进行如下步骤：

① 在焓熵图上，根据中压缸排气压力ps= 和s’rh= 可以确定中压缸理想出口状态点5t,并查得该点比焓值hmt= ,温度tMt= ,比体积vMt= ,由此可以得到中压缸理想比焓降ΔHtM=h’rh-hmt= ,进而可以确定中压缸实际比焓降ΔHiM=ΔHtM-ƞriM= ,再根据h’rh、ΔHiM和ps可以确定中压缸实际出口状态5，并查得该点比焓值hs= ，温度ts= ,比体积vs= ss=

② 在焓熵图上，根据中压缸排汽压力Ps= 和中低压缸连通管压力损失Δps= ;可以确定低压缸进气P’s=Ps-Δps= ,然后根据P’s和中压缸排汽比焓hs可以确定低压缸进气状态点6，并查得该点的温度t’s= ,比熵t’s= ,比体积v’s=

③ 在焓熵图上，根据凝汽器压力pc= 和低压缸排气阻力损失Δpc= 可以确定低压缸排气压力p’c=pc+Δpc=

④ 在焓熵图上，根据凝汽器压力pc= 和ss= 可以确定低压缸理想状态出口状态点7t，并查得该点比焓值hct= ,温度tct= ，比体积vct= ，干度xct= 。由此可以得到汽轮机低压缸理想比焓降ΔHtL=hs- hct= ,进而可以确定低压缸实际比焓降ΔHiL=ΔHtL*ƞriL= ,再根据hs、ΔHiL和p’c可以确定低压缸实际出口状态7，并查得该点比焓值hc7= ,温度tc7= ,比体积vc7= ，干度xc7=

⑤ 按顺序用直线链接0、1、2、3、4、5、6、7点，可得到该机组在该设计工况

下的近似热力过程线。

若将中、低压缸的过程线画为一条圆滑曲线，则在前面⑤步之后进行如下步骤：

① 在焓熵图上，根据凝汽器压力pc= 和低压缸排汽阻力损失Δpc= ，可以确定低压缸排汽压力pc’=pc+Δpc=

② 在焓熵图上，根据凝汽器压力pc= 和srh’= 可以确定低压缸理想出口状态为5t，并查得该点比焓值hct= ,温度tct= ,比体积vct= ,干度xct= 。由此可以得到汽轮机中、低压缸实际比焓降ΔHiML=ΔHtML *ƞ̅riML= ,再根据hrh’、 ΔHiML、和pc’可以确定低压缸实际出口状态点5，并查得该点比焓值hc5= ,温度tc5= ,比体积vc5= ,干度xc5= ③ 若不考虑低压缸末级余速损失，直接到下一步骤，若考虑低压缸末级余速损失，则需计算δhc2=0.02*ΔHtML= ,然后沿压力线下移pc’下移 得6点，并查得该点比焓值hc6= ,温度tc6= ,比体积vc6= ,干度xc6= ④ 则用直线连接4、5点，在中间7‘点中间处沿压力线下移7KJ/Kg 得7点，光滑连接4、7、5点，则由0.1.2.3.4.7.5连接的线即为该机组在设计工况下的近似热力过程线。拟定的热力过程线如下

二、汽轮机进汽量计算

设m？？，D03%D0，设计功率为300MW，则

D03.6300000??0.03D0

0.990.99三、抽汽会热系统热平衡初步计算

1. 给水温度的选取

根据初压p0，可以求得p0对应下的饱和水温ts0，则给水温度

tfwts00.776

2. 回热抽汽级数的选择

选择8段回热抽汽，采用“三高、四低、一除氧”的形式，高压加热器采用内置式蒸汽冷却器和内置式疏水冷却器，抵押加热器采用内置式疏水冷却器；高压加热器疏水手机

方式为逐级自流到除氧器，低压加热器疏水收集方式为逐级自流到凝汽器(也可根基设计需要在最后几级选择一个或两个疏水泵)。其加热器(包括除氧器)的编号从抵押到高压一次排列，为1、2...8号。给水泵驱动方式为汽动。拟定的原则性热力系统图如图所示 3. 除氧器工作压力的选择

除氧器滑压运行，在设计工况下工作压力选为？ 4. 各加热器汽水参数计算

已知：

2，3）高压加热器上端差1，2？？，3？？；下端差j5.6℃（j1，

6，7，8）；下端差j5.6℃（j5，6，7，8）低压加热器上端差j2.8℃（j5， ，2，...8）各段抽气压损pj6%p（ jj1给水温度tfw

凝汽器压力pc对应下的饱和水温，即凝结水温度tc

除氧器工作压力pd对应下的饱和水温,即除氧器水箱出口水温td

（td-tc-1）/5，由等温升法可得5~8号低压加热器水侧温升为t其中凝结水泵及轴

封加热器温升取1℃。 （1）8号低压加热器

t35.2Ct61.84C8号低压加热器入口水温cw8；8号低压加热器出口水温w8；

pth149.03kJkg由凝结水泵出口压力cp和cw8可得8号低压加热器入口水比焓cw8；

pth259.78kJkg由凝结水泵出口压力cp和w8可得8号低压加热器出口水比焓w8；

8号低压加热器凝结段的饱和水温度8号低压加热器汽侧工作压力8号低压加热器疏水温度

hs8170.91kJkgtb8tw8864.64C；

hb8270.07kJkgp80.026MPa；

'p80.0245MPa；8段抽汽压力；

ts8tcw8840.8C；8号低压加热器疏水比焓

。

（2）7号低压加热器。

7号低压加热器入口水温

tw861.84C；7号低压加热器出口水比焓

hw8259.78kJkg；

t88.48C7号低压加热器出口水温w7；

ph370.86kJkgt由凝结水泵出口压力cp和w7可得7号低压加热器出口水比焓w7；

7号低压加热器凝结段的饱和水温度7号低压加热器汽侧工作压力

tb7tw7791.28C；

hb7381.34kJkgp70.07766MPa；

'p70.073MPa；7段抽汽压力；

7号低压加热器疏水温度

hs7281.83kJkgts7tw7767.44C；7号低压加热器疏水比焓

。

（3）6号低压加热器。

6号低压加热器入口水温

tw788.48C；6号低压加热器出口水比焓

hw7370.86kJkg；

t115.12C6号低压加热器出口水温w6；

ph482.65kJkgt由凝结水泵出口压力cp和w6可得6号低压加热器出口水比焓w6；

6号低压加热器凝结段的饱和水温度6号低压加热器汽侧工作压力6号低压加热器疏水温度

hs6393.21kJkgtb6tw66117.92C；

hb6493.42kJkgp60.1955MPa；

'p60.1838MPa；6段抽汽压力；

ts6tw6694.08C；6号低压加热器疏水比焓

。

（4）5号低压加热器。

5号低压加热器入口水温

tw6115.12C；5号低压加热器出口水比焓

hw6482.65kJkg；

t141.76C5号低压加热器出口水温w5；

pth595.57kJkg由凝结水泵出口压力cp和w5可得5号低压加热器出口水比焓w5；

5号低压加热器凝结段的饱和水温度5号低压加热器汽侧工作压力5号低压加热器疏水温度

hs5505.43kJkgtb5tw55144.56C；

hb5606.73kJkg； ；

'p50.41062MPa；5段抽汽压力

p50.43683MPats5tw55120.72C；5号低压加热器疏水比焓

。

（5）1号高压加热器

tt272.3C根据给水温度，可以得到1号高压加热器出口水温w1fw；

ph1193.26kJkgt由给水泵出口压力fp和w1可得1号高压加热器出口水比焓w1；

1号高压加热器凝结段和饱和水温度1号高压加热器汽侧工作压力（6）2号高压加热器

tb1tw11270.7C；

hb11188.66kJkgp15.92MPa；

p1'5.56335MPa；1段抽汽压力；

一般将高压缸的排汽的一部分作为2段抽汽，所以2段抽汽压力2号高压加热器汽侧工作压力

’p13.6220.94=3.4047MPap2prh3.622MPa；

；

；

2号高压加热器凝结段的饱和水温度

tb2241C；

hb2592.64kJkgtt241C2号高压加热器出口水温w2s22；

ph1044.71kJkgt由给水泵出口压力fp和w2可得2号高压加热器出口水比焓w2；

1号高压加热器疏水温度

hs11069.3kJkgts1tw21246.6C；1号高压加热器疏水比焓

；

（7）3号高压加热器

为了降低再热器后抽汽的参数，灵活应用等温升法，使2号高压加热器温升是3号高压加热器的1.5倍，即

tw4td3.4171.8Ctw1-tw31.5(tw3tw4)，若给水泵温升取3.4C，则

t199.5C；可得w3； pth858.28kJkg由给水泵出口压力fp和w3可得3号高压加热器出口水比焓w3；

ph737.66kJkgt由给水泵出口压力fp和w4可得3号高压加热器入口水比焓w4；

3号高压加热器凝结段的饱和水温度3号高压加热器汽侧工作压力3号高压加热器疏水温度

hs3752.02kJkgtb3tw33199.54C；

hb3850.32kJkgp31.64MPa；

’p31.5398MPa；3段抽汽压力。

ts3tw43177.4C；3号高压加热器疏水比焓

。

ts2tw32205.14C2号高压加热器疏水温度

hs2876.26kJkg；2号高压加热器疏水比焓

。

（8）除氧器

除氧器工作压力四段抽汽压力

p’4pd0.7614MPa；水温

td168.6C；

p40.81MPa,出口水比焓

hd712.2kJkg。

拟定的各回热加热器汽水参数下表所示。

300MW凝汽式汽轮机加热器汽水参数表

项目 单位 H1 H2 H3 H4（HD H5 H6 H7 H8 SG C 抽汽压力pjt MPa C 抽汽温度j 抽汽比焓值抽汽压损hjkJkg pj % p’j 加热器汽侧压力MPa p’j下的饱和水比温tbjC p’j下的饱和水比焓hbj kJkg 抽汽放热上端差下端差qj kJkg jjC C 疏水温度疏水比焓疏水放热tsjC kJkg kJkg twjpw hsjj 加热器出口水温加热器水侧压力C MPa kJkg 加热器出口水比焓给水比焓升hwjj kJkg *表示给水泵后比焓值

5. 回热系统热平衡初步计算

（1）1号高压加热器。1号高压加热器平衡如图所示，根据表面式加热器热平衡原理可列出方程

1=fw（hw1-hw2）b1148.550.98==0.07335541h1-hs12066.4

（2）2号高压加热器。2号高压加热器平衡如图所示，根据表面式加热器热平衡原理可列出方程

1=fw（hw2-hw3）h-（1hs1-hs2）=h2-hs2

（3）3号高压加热器。3号高压加热器热平衡图如图7-21所示，根据表面式加热器热平衡器原理可列出方程

3fwhw3hw4/h12hs2hs3h3hs3=

（4）除氧器。除氧器热平衡图如图7-22所示。根据混合加热式热平衡原理可列出方程

4fwhshw5/h123hs3hw5h4hw5=

c411234=

（5）5号低压加热器。5号低压加热器热平衡图如图7-23所示，根据表面式加热器热平衡原理可列出方程

5c4hw5hw6/hh5hs5=

（6）6号低压加热器：6号低压加热器热平衡图如图7-24所示，根据表面式加热器热平衡原理可列出方程

6c4hw5hw7/h5hs5hs6=h6hs6

（7）7号低压加热器。7号低压加热器热平衡图如图7-25所示，根据表面式加热器热平衡原理可列出方程

7=c4(hw7hw8)/h(56)(hs6hs7)h7hs7

（8）8号低压加热器。8号低压加热器热平衡图如图7-26所示，根据表面式加热器热平衡原理可列出方程

8=c4(hw8hc')/h(567)(hs7hs8)h8hs8

cc45678

四、阀杆漏气量、轴封漏气量和给水泵汽轮机用汽估算

（1）阀杆漏气包括主汽阀及调节汽阀阀杆漏气

Gv1和中压缸联合气阀漏气

Gv2，可

根据相应状态的公式计算出漏气量，前者约为总汽量的1%，后者约为总进气量的0.4%。

GG（2）轴封漏气包括高压缸后轴封漏汽sg1和中压缸后轴封漏汽sg2，可根据相应状态对应的公式计算出漏汽量，前者约为总进汽量的1.3%，后者约为总进汽量的0.1%。

（3）给水泵汽轮机用汽量

fwha(PPH)fpDT=DTDTDTfwDTfpDTdDTdHarimpuHarimpu

五、调节级的选择和计算

(一) 基本参数

(1) 调节级的形式为单列调节级 (2) 调节级的比焓降为kJ/kg (3) 调节级的速比

xad

60xa02ht(4) 调节级平均直径(5) 调节级的反动度(6) 部分进气。由最小，求得 e

lmn

m

确定调节级的叶高和部分进汽度，须使

Annedmsin1hl与he之和为

(7) 气流出口角1和2。设计中选用亚音速喷嘴叶栅，其型号为 ，有关参数

为：相对节距tn 进气角0 出气角1

(8) 动叶栅选用型号TP-2，有关参数：相对节距tb 进气角 1 出气角2

具体上，设计中选取喷嘴汽流出汽角1 ，动叶汽流出汽角2 。 (二) 调节级详细计算 1、喷嘴部分的计算

（1）调节级的进口参数及调节级的滞止理想比焓降

ht0。调节级进口参数即为高压缸

进口参数，由于进口调节级的汽流速度很小，可以近似认为滞止参数与进口参数相等。由拟定热力过程线的步骤可得：

0sTs'0kJ/(kgoC)0pTp'0MPa，

0tTt'0oC ，

0hTh0kJ/kg，

，

0vTv'0m3/kg，由前面选取其理想比焓降为

ht0kJ/kg 。

（2）调节级进气量。取进入高压缸前各种阀门及连接处漏气量故进入调节级的汽量为则调节喷嘴流量（3）平均反动度

GTG0Gv1kg/sGv10.01G0t/h

GnGTkg/s

m的确定

m

0hn(1m)ht0kJ/kg（4）喷嘴的滞止理想焓降（5）喷嘴出口汽汽流速度

0hn

c1t0与c1

c1t2hnm/sc1c1tm/s

式中——喷嘴速度系数

（6）喷嘴出口等比熵出口参数

h1t、

v1t0hhhpT1、。由和n求出喷嘴出口理想比焓降1t为

000h1thThnkJ/kg

该过程为等比熵膨胀过程，由h1tkJ/kg0oskJ/(kgC)查水蒸气h-s图得出口比体、T积

v1tm3/kg，喷嘴出口压力p1MPa。

（7）喷嘴压比

p1np0ncT

由此可知，喷嘴中为亚音速汽流，采用渐缩喷嘴，选喷嘴型号为 sin1 。

（8）喷嘴出口面积

An 。因为喷嘴中是亚音速流动，故

An 为

AGnv1tncm2nc1t

式中

n ——喷嘴流量系数。

（9）级的假想速度ca

c0a2hTm/s

（10）记得圆周速度u

ucaxam/s

（11）喷嘴高度ln

lnnAedmmmsin1

为了设计制造方便，取喷嘴的计算高度为整数值，这里取lnmm

（12）膨胀损失

hn

h)h0n(12nkJ/kg

（13）喷嘴出口比焓值h1

h1h1thnkJ/kg

由 h1、p1查得s1kJ/(kgK) ，

v1m3/kg 。 （14）求动叶进口汽流相对速度w1 和进汽角1

w221c1u2c1ucos1m/s

 、

、1aresinc1sin1aresinw1

w12hw1kJ/kg2000

2、动叶部分计算 （1）动叶出口相对速度

w2t和 w2

w2t2mht0w12m/sw2w2tm/s

式中 ——动叶速度系数，由与（2）动叶等比熵出口参数

h2tm与

w2t

的关系曲线（图A-1）查得 。

与

v2t

h2th1mht0kJ/kg由

h2t3vm/kgskJ/(kgK)2t，1，查得 ，动叶出口压力 p2MPa 。

（3）动叶出口面积

Ab

AbGbv2tcm2bw2t

式中

b——动叶流量系数

GbGnG11kg/sGb—动叶进口流量，未考虑叶顶漏气量，即取

lbv1tm32/kg 。

（4）动叶高度。由 故可取

lbl'b、

v2tm3/kg 可知，进出口比体积相差不大，

l ，根据喷嘴高度n有

lblntrmm

式中

t ——叶顶盖度，取

tmm

r ——叶根盖度，取rmm （5）动叶汽流出口角2

sin2Abdblb

式中，

dbdmmm

因此2

根据动静叶的工作条件和配对要求，动叶型号选用 型 （6）作动叶出口速度三角形。由w2、2、u确定速度三角形

2c2w2u22uw2cos2m/s

2aresin（7）动叶损失

w2sin2aresinc2

hb

20b22w2hb(1)h(1)tkJ/kg2

（8）动叶出口比焓值h2

h2h2thb3315.14.283319.38kJ/kg

由h2 p2查的S2=6.4446 KJ/（kg·K），v2=0.0258846m3/kg （9）余速损失

hc2

2c283.923.52kJ/kg hc222000（10）轮周损失

hu

huhnhbhc24.621624.283.5212.42kJ/kg （11）轮周有效比焓降

hu

huht0hu8512.5272.48kJ/kg （12）轮周效率

u

调速后余速不可利用，系数为10 uhuh72.480u85.27% E0ht1hc285（13）校核轮周效率

u

Pu1u(c1cos1c2cos2)

' uPu172.985.76% E085'uuu0.57%1%，误差在允许范围内。

u3、级内其他损失的计算 (1) 叶高损失hl

hallh1.2u2072.484.35kJ/kg (2) 扇形损失

h

2 hlb0.7dE00.0216kJ/kg

b(3) 叶轮摩擦损失

hf

由前面，v10.0253725m3/kg,v320.0258846m/kg vv1v2320.02562855m/kg 3 Pud2mfK1100v326.2kW hPffG1.30kJ/kg

(4) 部分进汽损失

he

鼓风损失 1ewBee1ec2x3a0.00158 斥汽损失 1snsCeedxa0.0308 m式中 sn—喷嘴级数，取6 故有 ews0.0324 所以 heeE02.75kJ/kg (5) 级内各项损失之和h

hhlhhfhe8.4216kJ/kg (6) 下一级入口参数

h'2h2h3331.32kJ/kg 由h'2,p查的s'226.4611kJ/(kgK),v'20.0260679m3/kg4、级效率与内功率的计算 （1）级的有效比焓降hi

t'2493.96oC hihuh64.06kJ/kg （2）级效率i

ihi0.7536

E0（3）级的内效率Pi

PiGhi16053.436kW

六、压力级的级数确定和比焓降分配

(一) 高压缸

1. 进入高压缸第一压力级的流量

G1GTGl1888.5175t/h246.81kg/s 式中 Gl1—高压缸平衡环漏气，估计为1.5% 2. 高压缸第一压力级直径

1 hH60G1xav1t780mm 2enlnn1msin13. 高压缸末级直径的确定

G1zG11G0821.66t/h228.24kg/s

z dHG1zv1zH1026mm

c2sin24. 高压缸非调节级级数的确定

（1）直径和速比变化规律确定。汽轮机非调节级级数的确定，可以采用图解法。具体的做法就是在坐标纸上，画出横坐标AB表示本汽缸第一压力级和最后一级之间的中心距离，AB的长度可以任意选择；纵坐标以AC表示本汽缸第一压力级的平均直径，AE表示第一级的速比，BD表示最后一级平均直径，BF表示最后一级的速比；同样，用一条逐渐上升的光滑曲线把C,D两点连接起来，该曲线就表示各级平均直径的变化规律。先预分7级，即将AB等分为6段，在等分点做垂直线与CD，EF相交，根据比例计算垂线的长度，拟定的各段平均直径与速比如表7-13所示。

表7-13 拟定的非调节级各段平均直径与速比值 分段号 0-0 1-1 2-2 3-3 4-4 5-5 6-6 直径 速比 780 0.588 821 0.5942 862 0.6004 903 0.6066 944 0.6128 985 0.619 1026 0.6252 （2）求各段等分点的理想比焓降hti

dh12.3245i

xaiit2计算得出各段的平均理想比焓降值如7-14所示。

表7-14 拟定的高压缸各段的理想比焓降值 分段号 比焓降 0-0 21.67 1-1 23.53 2-2 25.4 3-3 27.31 4-4 29.25 5-5 31.21 6-6 33.19 （3）求各段等分点的平均理想比焓降ht，则

htiht27.37kJ/kg

7（4）计算高压缸压力级的级数。则

Htp(1a)z13

ht（5）校核重热系数a。则

a'Ka(1i')Htpz10.0115 za'a0.01150.041%

a'0.0115Htp(1a')z12

ht'a\"Ka(1ri)Htpz1 za'a\"0.01140.011431% 'a0.0114（6）级数确定。得到高压缸非调节级为12级，将AB线等分为11等分，在原假定的平均直径和速比变化线CD，EF上，读出每级的直径及速比，如表7-15所示。

表7-15 高压缸各非调节级平均直径与速比值 级序号 直径 速比 级序号 直径 1 780 0.588 7 914 2 802 0.5914 8 937 3 825 0.5948 9 959 4 847 0.5981 10 981 5 869 0.6015 11 1004 6 892 0.6049 12 1026 速比 0.6083 0.6117 0.6151 0.6184 0.6218 0.6252 （7）高压缸各级比焓降分配

dhti12.3245i

xai2计算得出高压缸各非调节级理想比焓降值如表7-16所示。

表7-16 高压缸各非调节级理想比焓降值 级序号 比焓降 级序号 比焓降 1 21.67 7 21.69 2 22.67 8 27.83 3 23.717 9 28.923 4 24.717 10 29.963 5 25.72 11 31.013 6 26.80 12 32.13 5. 将各级比焓降画在h-s图上校核并修改

在h-s图中拟定的热力过程线上逐级做出各级比焓降，如最后一级的背压不能与应有背压重合，则需要修改。调整后的高压缸各非调节级平均直径，速比及比焓降分配如表7-17所示。

表7-17 高压缸各非调节级平均直径及比焓降分配

级 序 号 直径d1（mm） 速比xai 𝑖比焓降Δℎ𝑡（KJ/kg） 𝑖调整后比焓降Δℎ𝑡（KJ/kg） 1 7 2 8 3 9 4 10 5 11 6 12 级后压力pi（MPa） 级序号 直径d1（mm） 速比xai 𝑖比焓降Δℎ𝑡（KJ/kg） 𝑖调整后比焓降Δℎ𝑡（KJ/kg） 级后压力pi（MPa） (二) 中压缸

1.进入中压缸第一压力级的流量

𝐺2=𝐺1𝑧−𝛼2𝐺0−∆𝐺𝑠𝑔1−∆𝐺𝑣2+∆𝐺11

=821.66−911.3×0.08216−911.3×0.017+911.3×0.015=206.92𝑘𝑔/𝑠

2. 中压缸第一压力级直径

60𝐺2𝑥𝑎𝑣1𝑡60×206.92×0.577×0.12121

𝑑𝑀=√=√1×3.142×3000×103×10−3×0.97×√1−0.459×0.3421ℯ𝜋2𝑛𝑙𝑛𝜇𝑛√1−Ω𝑚sin𝛼1

=1081𝑚𝑚

3.中压缸末级直径的确定

𝐺2𝑧=𝐺2−𝛼3𝐺0=197.18kg/s

𝐺2𝑧𝑣2𝑧𝜃𝑀197.18×0.3407082×7.5𝑧

𝑑𝑀=√=√=1300𝑚𝑚

𝜋𝑐2sin𝛼23.14×954.中压缸级数的确定

（1）直径和速比变化规律确定。先预定7级，即将AB等分6段，在等分点做垂直线与CD、EF相交，根据比例计算垂线的长度，即为各分段的直径和速比，如表7-18所示。

表7-18 拟定的中压缸各段平均直径和速比值 分 段 号 直径d1（mm） 速比xai 0-0 1-1 2-2 3-3 4-4 5-5 6-6 𝑖

（2）求各等分点的理想比焓降Δℎ𝑡。则

2

𝑑1𝑖

Δℎ𝑡=12.3245×()

𝑥𝑎𝑖

计算得出中压缸各段理想比焓降如表7-19所示。

拟定的中压缸各段理想比焓降值 分 段 号 𝑖比焓降∆ℎ𝑡（kJ/kg） 0-0 1-1 2-2 3-3 4-4 5-5 6-6 ̅𝑡。则 （3）求BD上各等分点的平均理想比焓降∆ℎ

𝑖

∑∆ℎ𝑡̅𝑡=∆ℎ=49.6kJ/kg

7（4）计算中压缸压力级的级数。则

∆𝐻𝑡(1+𝑎)433.13×(1+0.03)z==≈9

̅𝑡49.6∆ℎ

𝑝

（5）校核重热系数a。则

′

)∆𝐻𝑡𝑎′=𝐾𝑎(1−𝜂𝑟𝑖

−18

=4.8×10−4×(3129.18−3104.61)×=0.01061 𝑧9𝑎′−𝑎′′0.01061−0.03Δ=||=||>1%

𝑎′0.01061𝑝

∆𝐻𝑡(1+𝑎′)433.13×(1+0.01061)z==≈9

̅𝑡49.6∆ℎ

𝑝𝑧

′

)∆𝐻𝑡𝑎′′=𝐾𝑎(1−𝜂𝑟𝑖

−18

=4.8×10−4×(3129.18−3104.61)×=0.01061 𝑧9𝑎′′−𝑎′0.01061−0.01061Δ=||=||<1%

𝑎′′0.01061𝑝𝑧

（6）级数确定。得到中压缸为9级，将AB线等分为8等分，在原假定的平均直径和速比变化线CD、EF上，读出每级的直径及速比，如表7-20所示。

表7-20 中压缸各级平均直径与速比值 级 序 号 直径d1（mm） 速比xai 1 6 2 7 3 8 𝑑12

4 5 9 级 序 号 直径d1（mm） 速比xai （7）中压缸各级比焓降分配。则

𝑖∆ℎ𝑡

=12.3245×(

𝑥𝑎𝑖

)

计算得出中压缸各级比焓降如表7-21所示。

表7-21 中压缸各级比焓降

级 序 号 𝑖比焓降∆ℎ𝑡（kJ/kg） 级 序 号 𝑖比焓降∆ℎ𝑡（kJ/kg） 1 6 2 7 3 8 4 5 9 5.将各级比焓降画在h-s图上校核并修改

修正后的中压缸各级平均直径及比焓降分配如表7-22所示。

表7-22 中压缸各级平均直径及比焓降分配 级 序 号 直径d1（mm） 速比xai 𝑖比焓降Δℎ𝑡（KJ/kg） 𝑖调整后比焓降Δℎ𝑡（KJ/kg） 级后压力pi（MPa） 1 2 3 4 5 级 序 号 直径d1（mm） 速比xai 𝑖比焓降Δℎ𝑡（KJ/kg） 6 7 8 9 𝑖调整后比焓降Δℎ𝑡（KJ/kg） 级后压力pi（MPa） (三) 低压缸

1.进入低压缸第一压力级的流量

𝐺3=

𝐺2𝑧−𝛼4𝐺0−𝑥𝐷𝑇𝐺0−∆𝐺𝑠𝑔2

=89.18𝑘𝑔/𝑠

22.低压缸第一压力级直径

60𝐺3𝑥𝑎𝑣1𝑡1𝑑𝐿=√ℯ𝜋2𝑛𝑙𝑛𝜇𝑛√1−Ω𝑚sin𝛼1

60×89.18×0.648×0.4140593

=√=1824𝑚𝑚

1×3.142×3000×86×10−3×0.97×√1−0.405×0.22673.低压缸末级直径的确定

𝐺3𝑧=𝐺3−

(𝛼5+𝛼6+𝛼7+𝛼8)𝐺0

=71.87𝑘𝑔/𝑠

2𝐺3𝑧𝑣3𝑧𝜃𝐿71.87×23.1178×3.07𝑧

𝑑𝐿=√=√=2549𝑚𝑚

𝜋𝑐2sin𝛼23.14×2504.低压缸级数的确定

（1）直径和速比变化规律确定。先预分7级，即将AB等分6段，在等分点做垂直线与CD、EF相交，根据比例计算垂线的长度，即为各分段的直径，同样获得各分段速比的值。

表7-23 拟定的低压缸各段平均直径和速比值

分 段 号 直径d1（mm） 速比xai 0-0 1-1 2-2 3-3 4-4 5-5 6-6 𝑖

（2）求各等分点的理想比焓降∆ℎ𝑡

𝑖

∆ℎ𝑡=12.3245×(

𝑑12

𝑥𝑎𝑖

)

计算得出低压缸各级比焓降如表7-24所示。

表7-24 拟定的低压缸各段比焓降

分 段 号 𝑖比焓降Δℎ𝑡（kJ/kg） 0-0 1-1 2-2 3-3 4-4 5-5 6-6 ̅𝑡 （3）求各等分点的平均理想比焓降∆ℎ

̅𝑡=∆ℎ

𝑖∑∆ℎ𝑡

=117.49kJ/kg 7（4）计算低压缸压力级的级数

∆𝐻𝑡(1+𝑎)870.5×(1+0.05)z==≈8

̅𝑡117.94∆ℎ

𝑝

（5）校核重热系数a

′

)∆𝐻𝑡𝑎′=𝐾𝑎(1−𝜂𝑟𝑖

−17

=4.3×10−4×(2373.9−2258.68)×=0.04404 𝑧8𝑎′−𝑎′′0.04404−0.05Δ=||=||>1%

𝑎′0.04404ｐ

𝑝𝑧

ｚ＝

△Ｈｔ（１＋ａ）

̅̅̅̅̅̅△ｈｔ

＝

８７０．５Ｘ（１＋０．０４４０４）

１１７．９４

≈８

‘

𝛼“＝Ｋａ(１−𝜂ｒｉ)△Ｈｔ

ｐｚ−１

ｚ

7

＝4.3X10−4X（2373.9-2258.68）X8 ＝0.04404 △=丨

ａ−ａａ

＂＂

′

丨＜1%

（6）级数确定。得到低压缸为8级，将AB线等分为7等分，在原假定的平均直径和速比变化线CD、EF上，读出每级的直径及速比，结果如表7-25所示。 表7-25 低压缸各级平均直径、速比值

2 3 4 5 级序号 1 1842 1870 1895 1936 直径1824 𝑑𝑖(mm) 0.651 0.654 0.657 0.66 速比𝑥𝑎𝑖 0.648 （7）低压缸各级比焓降分配

6 2033 0.0063 7 2228 0.666 8 2549 0.669 ∆h𝑖𝑡=12.3245X((

𝑑𝑖2

) 𝑥𝑎𝑖

计算得出低压缸各级比焓降如表7-26所示。

表7-27 低压缸各级平均直径及比焓降分配

1 2 3 4 5 6 级序号 1839 1864 1900 1965 2055 直径1824 𝑑𝑖(mm) 0.648 0.651 0.654 0.657 0.66 0.0063 速比𝑥𝑎𝑖 7 2189 0.666 8 2549 0.669 比焓降97.65 𝑖∆ℎ𝑡(kJ/kg) 调整后的101.34 比焓降𝑖∆ℎ𝑡(kJ/kg) 级后压力0.534 𝑝𝑖(MPa) 98.67 102.36 100.76 104.46 102.53 106.23 106.05 109.74 115.88 119.58 137.92 141.62 178.92 182.61 0.3385 0.217 0.135 0.0659 0.02567 0.0146 0.0056 七、抽气压力调整

表7-12中的回热抽气压力是在理想情况下确定的。它是由凝结水温、加热器的等温升、加热器端差和抽气管路压损等设定的条件决定的。

表7-17、表7-22、表7-27中各级前后的眼里是机组级数和各级理想焓降合理分配完毕后的最终值。理论抽气压力要由相邻的级间压力代替。因此需要调整各回热抽气压力，调整后的结果如表7-28所示。

表7-28 调整后的各级回热抽气压力

加热器编号 H1 调整前抽气5.92 压力（MPa） 调整后抽气5.928 压力（MPa） 位置 9级后 H2 3.622 3.622 高排 H3 1.64 16.4 18级后 H4 0.81 0.81 中排 H5 0.4368 0.3385 24级后 H6 0.1955 0.135 26级后 H7 0.07766 0.0659 27级后 H8 0.026 0.02567 28级后 八、重新列汽水参数表

根据调整后的各回热抽气压力，可重新确定各台回热加热器的汽水参数，如表7-29所示。

表7-29 300MW凝汽式汽轮机加热器汽水参数表

项目 回热抽气 抽气压力𝑝𝑗 抽气温度𝑡𝑗 抽气比焓值ℎ𝑗 抽气压损△𝑝𝑗 加热器汽侧压′力𝑝𝑗 ′𝑝𝑗下的饱和水单位 MPa ℃ KJ/kg % MPa ℃ H1 5.928 383 3137.6 6 5.5723 270.77 H2 3.622 317 3020.5 6 3.4047 240.96 H3 1.64 433 3325.7 6 1.5416 199.59 H4(HD) 0.81 335 3130.6 6 0.7614 168.38 H5 0.3385 232 2929.7 6 0.3182 135.56 H6 0.135 140 2753.5 6 0.1269 106.43 H7 0.0659 X=0.99 2635.6 6 0.0619 86.77 H8 0.02567 X=0.953 2508.2 6 0.02413 64.20 SG - - - - 0.095 C 0.00539 34.2 2386.8 - - 98.1 32.2 温𝑡𝑏𝑗 ′𝑝𝑗下的饱和水KJ/kg KJ/kg 1189.1 2068.5 1042.2 2144.02 850.52 2573.86 712.00 2418.7 570.06 2471.52 446.21 2378.3 363.38 2355.16 268.68 2337.22 411.52 - 143..3 - 比焓 抽气放热𝑞𝑗 疏水 上端差𝜃𝑗 下端差𝜗𝑗 疏水温度𝑡𝑤𝑗（疏水冷却器出口水温） 疏水温度ℎ𝑤𝑗（疏水冷却器出口比焓） 疏水放热𝛾𝑗 ℃ ℃ ℃ -1.6 5.6 246.56 0 5.6 205.19 0 5.6 177.38 0 0 168.38 2.8 5.6 109.23 2.8 5.6 89.57 2.8 5.6 67.00 2.8 5.6 40.84 - - - - - - KJ/kg 1069.1 876.48 751.84 712.00 458.18 375.20 280.44 170.95 - - KJ/kg ℃ MPa Kj/kg Kj/kg Kj/kg Kj/kg % - 272.37 19.82 149.1 149.1 149.1 - - 192.62 240.96 19.82 186.06 186.06 186.06 3396.13 121e-4 124.64 199.59 19.82 120.88 120.88 120.88 3537.74 0.00406 - 171*/168.4 0.752 153.15 153.15 153.15 3019.95 0.01215 - 132.76 1.73 123.47 123.47 123.47 - - 82.98 103.62 1.73 82.66 82.66 82.66 - - 94.76 83.97 1.73 94.53 94.53 94.53 - - 109.46 61.40 1.73 109.36 109.36 109.36 - - - - 水侧 加热器出口水温𝑡𝑤𝑗 加热器水侧压力𝑝𝑤 加热器出水比焓ℎ𝑤𝑗 给水比焓升𝜏𝑗 35.2 34.2 1.73 - 5.73 143.3 5.73 143.3 5.73 143.3 - - - - 轴封和阀杆漏气 进口比焓ℎ𝑠𝑔𝑗 比焓降Δℎ𝑠𝑔𝑗 数量份额𝛼𝑠𝑔𝑗 *表示给水泵后比焓值

九、汽轮机各部分汽水流量和各项经济指标计算

1. 重新计算汽轮机各抽气量

（1）1号高压加热器。1号高压加热器热平衡图如图7-27所示，根据表面是加热器热平衡原理可列出方程

𝛼1=

𝛼𝑓𝑤𝜏1/𝜂ℎ𝑞1

=0.0735374642968137

（2）2号高压加热器。2号高压加热器热平衡图如图7-28所示，根据表面是加热器平衡原理可列出方程 𝛼2=

𝛼𝑓𝑤𝜏1/𝜂ℎ−𝛼1𝛾2−𝛼𝑠𝑔1△ℎ𝑠𝑔1

𝑞2

=0.081825202

（3）3号高压加热器。3号高压加热器热平衡图如图7-29所示，根据表面是加热器平衡原理可列出方程 𝛼3=

𝛼𝑓𝑤𝜏3/𝜂ℎ−（𝛼1+𝛼2）𝛾3−𝛼𝑠𝑔2△ℎ𝑠𝑔2

𝑞3

=0.036058215

（4）除氧器。除氧器热平衡图如图7-30所示，根据混合式加热器热平衡原理可列出方

程

𝛼4=

𝛼𝑓𝑤（ℎ𝑤𝑑−ℎ𝑤5）/𝜂−（𝛼1+𝛼2+𝛼3+𝛼𝑠𝑔1+𝛼𝑠𝑔2)（ℎ𝑤𝑑3−ℎ𝑤5）−𝛼𝑠𝑔3(ℎ𝑠𝑔3−ℎ𝑤5)

ℎℎ4−ℎ𝑤5

=0.0344

𝛼c4=1−𝛼1−𝛼2−𝛼3−𝛼4−𝛼𝑠𝑔1−𝛼𝑠𝑔2−𝛼𝑠𝑔3=0.757847963

（5）5号低压加热器 。5号低压加热器热平衡图如图7-31所示，根据表面式加热器平衡原理可列出方程

𝛼5=

𝛼𝑐4𝜏5/𝜂ℎ

𝑞5

=0.038633046

（6）6号低压加热器。6号低压加热器热平衡图如图7-32所示，根据表面式加热器热平衡原理可列出方程

𝛼6=

𝛼𝑐4𝜏6−𝛼5𝛾6𝜂ℎ

𝑞6

=0.025527442

（7）7号低压加热器。7号低压加热器热平衡图如图7-33所示，根据表面式加热器热平衡原理可列出方程

𝛼7=

𝛼𝑐4𝜏7−（𝛼5+𝛼6）𝛾7𝜂ℎ

𝑞7

=0.02846112

（8）8号低压加热器。8号低压加热器热平衡图如图7-34所示，根据表面式加热器热平衡原理可列出方程

𝛼8=

𝛼𝑐4𝜏8

−（𝛼5+𝛼6+𝛼7）𝛾8𝜂ℎ𝛼𝑐=𝛼c4−𝛼5−𝛼6−𝛼7−𝛼8−𝛼𝑥𝑞=0.0595009378

2. 汽轮机汽耗量计算及流量校核 （1）做功不足系数的计算

𝑞8

=0.031816979

Y1h1qrhhc0.830707476hoqrhhc h2qrhhc0.754027188hoqrhhc h3hc0.614817434hoqrhhch4hc0.487126094hoqrhhch5hc0.355505789hoqrhhcY2Y3

Y4

Y5

Y6h6hc0.240125203hoqrhhc h7hc0.162921054hoqrhhc h8hc0.079496045hoqrhhc hDThc0.487126094hoqrhhc h1v1hc0.660936927hoqrhhc h1v2hc0.753667033hoqrhhc

hsg1hchoqrhhchsg2hchoqrhhc0.414603960Y7Y8YDTY1v1Y1v2Ysg1

0.486130756Ysg2

(2)汽轮机的汽耗量计算并校核

'D03600Pe1h0qrhhemg71YYYYjjsgsglvlvDTDTj1

=916.81t/h

’DoDo916.81911.3===0.006＜1%’Do916.81 设计合格

（3）汽轮机功率核算

Pe，=

=303756.75KW

D（h0rhqrhjhjchcDTh41vh1vsghsg)mg，0j=183.6

Pe’Pe303756.75300000===0.0124＜2%’Pe303756.75 设计基本合格

Q03. 汽轮机热

q0耗量 热耗率

,Q0D0(h0hfwrhqrh)4. 绝对电a,el效率

=24201065535KJ/h

qQ00P,e7971.718kJ/kwh

a,el3600q45.159650十、压力级详细计算

鉴于篇幅有限，取高压缸第1压力级和低压缸最末级进行热力计算，具体计算过程同调节级详细计算，计算步骤省略，计算结果如表7-30所示。

表7-30 级详细计算结果 项目 蒸汽流量 喷嘴平均直径 动叶平均直径 级前压力 po符号 G dn单位 Kg/s mm mm MPa 调节级 250.6 1155 1155 15.8365 533.62 0 3396.1 181.43 85 412.31 0.44 0.08 0 78.2 395.47 0.97 383.61 4.62 12.425 491.4 第一压力级 246.81 780 780 12.1674 493.96 0 3331.3 122.52 21.69 208.28 0.588 0.479 0 11.3 150.34 0.97 145.83 0.668 11.74 487.9 末级 71.87 2549 2549 0.0146 53.44 164 2552.3 400.4 182.61 626.19 0.639 0.466 13.448 104.7 457.60 0.97 443.86 6.19 0.007663 0.9493 /xodb级前温度/干度 级前速度 级前比焓值 圆周速度 理想比焓降 理想速度 假想速比 反动度 利用上级余速动能 喷嘴滞止比焓降 喷嘴出口理想速度 喷嘴速度系数 喷嘴出口实际速度 喷嘴损失 喷嘴后压力 喷嘴后压力/干度 to ℃ m/s KJ/Kg m/s KJ/Kg m/s KJ/Kg KJ/Kg m/s m/s KJ/Kg MPa ℃ co ho μ ht ca xa m hco hno c1t  c1 hn p2 t2/x2 喷嘴出口理想比体积 喷嘴出口截面积 喷嘴出汽角 喷嘴高度 部分进汽度 动叶进口相对速度 相对于w1的比焓降 动叶滞止比焓降 动叶出口理想速度 动叶速度系数 动叶损失 动叶出口相对速度 动叶出口绝对速度 余速损失 动叶后压力 动叶后温度/干度 动叶出口比体积 动叶出口面积 动叶出汽角 动叶高度 级理想能量 轮周有效比焓降 轮周功率 v1t m3/kg 0.02533 0.01648 15.1 20 0.89 213.74 22.84 29.64 243.48 0.925 4.28 225.22 83.93 3.522 12.1674 489.2 0.02584 0.0271 20.4 22 85 72.48 18187.81 0.02682 0.04417 14.78 71 1 41.54 0.863 11.25 150.01 0.9355 1.405 140.34 38.77 0.752 11.357 482.6 0.02754 0.0450 15.09 73.5 20.94 18.87 4656.27 17.897 2.8656 16.7 1245 1 129.93 8.44 99.8 446.77 0.95 9.73 424.4 171.21 14.66 0.0056 0.925606 33.412 5.484 23.73 1250 196.06 165.48 11893.22 An m （°） mm m/s KJ/Kg KJ/Kg m/s KJ/Kg m/s m/s KJ/Kg MPa ℃ 21 ln e 1 h1 hb0 2t  hb w2 c2 hc2 p2 t2/x2 v2 Ab m3/kg m2 （°） mm KJ/Kg KJ/Kg kW 2 lb Eo hu pu 轮周效率 叶高损失 叶轮摩擦损失 部分进汽损失 漏汽损失 湿汽损失 级内有效比焓降 级相对内效率 级的内功率 u % KJ/Kg KJ/Kg KJ/Kg KJ/Kg KJ/Kg KJ/Kg % kW 85.27 4.35 90.10 0.319 0 0 0.77 0 17.66 84.32 4357.73 84.40 0.16 0 0 2.01 8.22 122.35 62.41 8793.54 hl hf he h hx hi 1.30 2.75 0 0 64.06 75.36 16053.44 i pi