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表3-6轴封漏汽计算数据表
缸别 符号 单位 1 轴封径向间隙直径 间隙 面积 dl 齿前压判别数 数 力 zl kl p0 后压力 pz 压比 前比容 v0 漏气量 ?DL ?l cm Al ? 0.3 cm cm2 MPa MPa m3kg th 74 0.098 10.35 36 0.139 0.04 67.3 8.457 9.6 2.9 2.9 0.03 2.69 2 82.4 前3 轴4 封 5 高压缸 6 7 1 1.4 0.48 0.86 1.32 0.7 0.59 0.07 0.07 1.4 0.39 0.28 0.25 2.88 0.39 0.24 0.62 10 0.251 0.24 0.14 12 0.231 0.01 0.04 0.07 0.87 0.14 1.7 1.4 0.39 0.28 0.25 2.35 0.7 0.76 2 76.2 9.576 9 后轴3 0.04 封 4 6 69.7 8.759 5 1 0.262 0.39 0.24 0.62 0.24 0.310 0.14 0.01 0.04 0.87 0.17 0.07 1.7 0.09 0.09 12 0.2313 1.4 0.39 0.28 0.25 1.52 2 76.2 11.97 9 0.2623 0.39 0.24 0.62 0.7 0.59 前轴3 0.05 0.24 0.04 0.87 0.14 中封 4 6 0.3104 0.01 0.07 压69.7 10.95 0.14 0.07 1.7 5 0.07 缸 1 12 0.2313 0.24 0.04 0.87 0.25 后69.8 10.96 轴2 0.05 9 0.2623 0.01 0.11 0.14 0.07 1.7 封 3 59.1 9.283 6 0.3104 0.11 1 12 0.2313 0.24 0.04 0.87 0.25 前69.8 13.16 轴2 0.06 9 0.2623 0.01 0.07 0.11 0.14 1.7 低封 3 59.1 11.4 6 0.3104 0.11 压12 0.2313 0.24 0.04 0.87 0.25 缸 后1 69.8 13.16 轴2 0.06 9 0.2623 0.01 0.11 0.14 0.07 1.7 封 3 59.1 11.14 6 0.3104 0.11 36
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3.6整机校核
1. 功率的校核
?由式（2-9）Pi??Pji= 202.97和式（3-50）Pi??hiGi?210.98得汽轮机功
10i?0率的误差为：
??P?符合设计要求。 2.效率的校核
?Pi?PiPi?210.98?202.97=3.94% < 5% （3-56）
202.97通流部分的设计完成后，根据计算结果做出实际的热力过程曲线。得到高压缸的实际内效率为85.45%，中低压缸的实际内效率为87.43%。高压缸的估取内效率为86%，中低压缸的估取内效率为88.50%。其误差分别为:
86%?85.45%高压缸 ???? 0.52% < 5% （3-57a）
85.90%中低压缸 ???符合设计要求。 计算结果见表3-7。
88.50%?87.43%? 1.21% < 5% （3-57b）
88.50%3.7调整抽汽式热效率的计算
按照凝汽式的计算步骤可知，要使调整抽汽式的设计功率达到145MW，采用从中压缸的排汽口进行一次调整抽汽，则其抽汽焓为3025 kJ/kg，计算抽汽流量为366.5th，抽汽压力为0.233MPa，假设工作环境平均温度为0℃。则其热效率为：
Pe?Dcq(hcq?h)有效利用 ???? 63.16% （3-58）
?s代价D(h?h)?D(h?h)00fw3rr由此可知同样容量的汽轮机调整抽汽式的热效率要高于凝汽式的。
调整抽汽式的功率误差为：
?Pi?Pi148.7?145.00??P??? 2.55% < 5% （3-59）
Pi145.00计算结果见表3-7（汽耗率：kgkW?h ；热耗率：kJkW?h）。
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表3-7机组热经济性指标对照表 项目 回热计算内功率 通流计算内功率 机械效率 发电机效率 机械损失 轴端功率 发电机功率 汽耗率 不抽汽汽耗率 热耗率 整机绝对热效率
符号 Pi ?Pi 单位 凝汽式数值 调整抽汽式数值 202.97 210.98 99.50% 99.00% 145.00 148.7 99.50% 99.00% 0.725 144.28 142.83 4.23 3.74 5700 63.16% MW MW ?m ?g ?Pm MW MW 1.015 201.96 199.94 3.02 3.75 8536.84 42.17% Pe Pel MW kgkW?h kgkW?h kJkW?h d d? q ? 38
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第四章 结 论
随着国民经济的持续发展，作为国民经济支柱的电力工业也在飞速发展，汽轮机技术也有了日新月异的变化。汽轮机作为大型的旋转机械，一定程度代表了整个国家的制造水平。
本论文以汽轮机热力设计为中心，进行了热经济性的对比分析。 本文简要综述了汽轮机的发展和热力设计的技术概况，详细介绍了回热系统和通流部分的设计方法和计算步骤，最后对凝汽式和调整抽汽式热经济性进行了对比分析。
本论文通过对型号为N200-12.7/530/530和 C145-12.7/0.24/0.24的热力设计，得到其热力系统的总体结构为：在热力系统中，设置有三台凝汽器，两台射水抽汽器，四台低压加热器和三台高压加热器；全机共有八段非调整抽汽，分别在7、12、14、17、20、22、24、26级后，抽到相应的加热器中加热给水；一次中间再热、凝汽式、单轴、三缸、三排汽的汽轮机；通流部分由高、中、低三部分组成，共有37级。高压部分有1个单列调节级和11个压力级；中压部分有10个压力级；低压部分为三分流式，每一分流有5个压力级，其中有一个分流布置在中压缸后部，另两个分流布置在低压缸中。该汽轮机采用喷嘴调节，新蒸汽通过两个高压主汽门，四个高压调节汽门进入高压缸。高压缸排汽经排汽逆止阀进入中间再热器，蒸汽再热后经过两个中压主汽门，四个中压调速汽门进入中压缸；采用从中压缸的排汽口进行一次调整抽汽供热，其抽汽焓为3025 kJ/kg，计算抽汽流量为366.5th，抽汽压力为0.24MPa。通过对200MW调整抽汽式汽轮机热力设计，本文得出以下结论：
1.通过回热系统的设计，认识到各加热器的给水出口温度、端差、抽汽压损的取值直接决定着抽汽压力的选定，并且都对机组的效率有一定的影响。
2.通过对通流部分的设计，综合运用工程热力学、工程流体力学和汽轮机原理中的基本原理，得出各级通流部分的几何尺寸、相对内效率和内功率，最终确定汽轮机实际的热力过程曲线。
3.通过对调整抽汽式汽轮机热效率的计算，并与凝汽式汽轮机进行了对比分析可知：调整抽汽式汽轮机的热效率和热经济性要优于凝汽式汽轮机。
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注 释
①指门杆的总长度。为了减少门杆径向间隙中的漏汽，在门杆周围装有九段汽封套，每段长50毫米，两段隔离套，每段长58毫米，此处为了计算方便只计算总长漏汽。 ② 阀杆漏汽流量系数?V与阀杆分段前后压力比及蒸汽流动状况——层流或紊流有关。一般可按下面步骤确定：
1）
确定Re?，其计算公式为：
Re??
3350?r4p0v0?0?106
式中?0——蒸汽的动力粘度，Pa.s，可根据p0、t0查水和水蒸气热力性质图表得出。
2）查紊流流量系数?tu，先计算系数K1?得?tu.
3) 确定流量系数?V,当?tuRe<1,说明阀杆间隙中漏汽流动力层流状态．则
?l?r4Re?，然后查文献[6]附图3-4(b)
?V??la,?la可根据K2?
l?rRe??tuRe>1,?V??tu。查文献[6]附图3—4(a)得到；
? 40