1 引言
1.1汽輪機簡介
汽輪機是以蒸汽為的旋轉式熱能動力機械，與其他原動機相比，它具有單機功率大、效率、執行平穩和使用壽命長等優點。
汽輪機的主要用途是作為發電用的原動機。在使用化石燃料的現代常規火力發電廠、核電站及地熱發電站中，都採用汽輪機為動力的汽輪發電機組。汽輪機的排汽或中間抽汽還可用來滿足生產和生活上的供熱需要。
在生產過程中有餘能、餘熱的工廠企業中，還可以應用各種類不同品位的熱能得以合理有效地利用。由於汽輪機能設計為變速執行，所以還可用它直接驅動各種從動機械，如幫浦、風機、高爐風機、壓氣機和船舶的螺旋槳等。因此，汽輪機在國民經濟中起著極其重要的作用。
1.2 600mw汽輪機課程設計的意義
電力生產量是衡量乙個國家經濟發展水平的重要標誌之一。電力工業為國民經濟各個領域和部門提供電能，它的發展直接影響著國民經濟的發展速度，因此，必須超前發展。裝機容量從2023年佔世界第25位，到如今的世界前列。
600mw火力發電機組具有容量大、引數高、能耗低、可靠性高、對環境汙染小。電力事業發展的巨集偉目標，要求汽輪機在容量和效率方面都要上乙個新的台階，在今後的一段時間內，我國火電的主力機組將是600mw—1000mw亞臨界機組，同時要發展超臨界機組。
1.3汽輪機課程設計要求：
1）汽輪機為基本負荷兼調峰執行；
2） 汽輪機型式 ：亞臨界、反動、一次中間再熱、水凝式.
1.4設計原則
根據以上設計要求，按給定的設計條件，選取有關引數，確定汽輪機通流部分尺寸，力求獲得較高的汽輪機效率。汽輪機總體設計原則為在保證機組安全可靠的前提下，盡可能提高汽輪機的效率，降低能耗，提高機組經濟性，即保證安全經濟性。承擔基本負荷兼調峰的汽輪機，其執行工況穩定，年利用率高。
設計中的計算採用電子**來計算，提高計算的效率和準確性,計算**和附圖統一見附錄。
2 汽輪機結構型式選擇
2.1 汽輪機引數、功率、型式的確定
2.1.1 汽輪機的初終引數的確定
（1）主蒸汽及再熱蒸汽壓力及溫度確定
根據gb/t 754-2007 《發電用汽輪機引數系列》選取：
主蒸汽壓力：16.7mpa
主蒸汽溫度：537℃
對於中間再熱機組，再熱溫度是指蒸汽經中間再熱器後汽輪機中壓缸閥門前的溫度。為充分利用材料潛力，一般都把再熱溫度取成與新汽溫度相等或稍高一些。本例中取中間再熱蒸汽額定溫度℃。
在的條件下，最有利的中間再熱壓力約是新汽壓力的16%－26%，本課程設計取19.2%。再熱壓力損失為再熱前壓力的（8～12）%,本設計取10％
中間再熱蒸汽額定壓力
再熱壓力損失
低溫再熱器管道及再熱器管道阻力損失△p=0.101mpa
故：再熱蒸汽溫度：537℃
再熱蒸汽壓力：3.21mpa
（2）汽輪機排氣引數
高壓缸排氣的冷再熱汽要流經冷再管道、再熱器及熱再管道，本設計再熱汽從高壓缸排除後到中壓缸前的壓力損失為。
故高壓缸排汽壓力為：
高壓缸排氣壓力：
排氣溫度：℃
中壓缸排氣壓力：
排氣溫度：℃
注：以上引數主要參考其他同型別機組亞臨界600mw發電汽輪機引數。
低壓缸排氣壓力：6kpa 由課程設計任務書規定。
排氣乾度x=0.9
排氣溫度：36.17℃ （排氣溫度為在該排氣壓力下水蒸氣的飽和溫度，由水蒸汽熱力性質表查取）
2.1.2 汽輪機設計功率的確定
汽輪機的額定功率也稱銘牌功率，即為汽輪機的夏季工況功率。
（1）銘牌功率（夏季工況功率）
（2）最大連續功率
（3）調門全開功率
（4）經濟功率（考核功率）
由於本課程設計中的汽輪機是高引數、大容量適用於擔負基本負荷的機組，故汽輪機經常在額定功率和接近額定功率下執行，因此，可選擇確定汽輪機額定功率與汽輪機的經濟功率相等，即： p
2.1.3汽輪機型式確定
本課程設計所設計的汽輪機型式為：亞臨界、一次中間再熱、三缸四排汽、反動式水冷凝汽式全速機。
2.2汽輪機轉速及調節方式確定
2.2.1 汽輪機轉速確定
我國電網調波為50hz，發電機最高轉速為3000rpm，所以汽輪機轉速設計為：3000rpm。
2.2.2 調節方式選擇
汽輪機的基本調節方式有兩種，一種是所有進入汽輪機的蒸汽都經過乙個節流閥或幾個同時開啟的節流閥來控制，這種稱為節流配汽調節。另一種是進入汽輪機的蒸汽經過幾個依次啟閉的閥門來控制，稱為噴嘴配汽調節。
節流調節在額定負荷時由於閥門全開節流損失小，所以效率較高。但在部分負荷時因全部蒸氣都要節流，所以效率較低，故它適用於帶基本負荷的大功率機組及反動式汽輪機。
噴嘴調節在調節時，部分進汽度要發生變化 ，所以不適用於反動式汽輪機（因反動式汽輪機第一級的動葉前後差壓很大，部分進汽時會產生很大的漏汽損失），由於噴嘴調節在部分負荷時被節流的只是少部分蒸汽，汽輪機的效率變化比較平衡，但其調節機構比節流調節複雜，故適用於帶變動負荷的機組。
本機組基本負荷兼調峰執行，故採用噴嘴調節與節流調節聯合方式。
綜上所述，該汽輪機機組熱力設計基本引數的選取如表1所示：
汽輪機機組熱力設計基本引數的選取
表13 熱力系統及熱力過程線擬定
3.1 熱力系統擬定
3.1.1高低壓加熱器個數確定
給水回熱的經濟性主要取決於給水的最終溫度和回熱級數，給水溫度越高、回熱級數越多，迴圈熱效率也越高。當加熱級數一定時，給水溫度有一最佳值，加熱級數越多，最佳給水溫度越高。當給水溫度一定時，隨著回熱級數z的增加，附加冷源熱損失將減小，汽輪機內效率相應增高。
以做功能力法分析，有限級數的回熱加熱，在回熱加熱器中必引起有溫差的換熱，從而產生回熱過程的及相應的附加冷源熱損失。但隨著級數z的增加，減小，不利於影響減弱。工程上級數z增加，汽輪機抽汽口與回熱加熱器增加會使投資增加，從技術經濟角度考慮經濟性提高與投資增加間的合理性，本設計選取：
回熱系統有8級非調整抽汽，分別供給3臺高壓加熱器、1 臺除氧器和4臺低壓加熱器。其中第7、8號低壓加熱器為單殼體組合式加熱器，布置在凝汽器喉部，各加熱器的疏水逐級自流，不設疏水幫浦。最後一級高壓加熱器疏水至除氧器最後一級低壓加熱器疏水進入凝汽器。
採用雙背壓凝汽器以提高機組經濟性。
機組回熱抽汽和疏水系統如圖1所示：
圖1 回熱抽汽和疏水系統
3.1.2關鍵點引數的確定
（1）凝汽器出口壓力和溫度
較大容量汽輪機的排汽管都設計為具有一定的擴壓能力，使排汽的餘速動能最大限度地轉化為壓力能，用以補償蒸汽在其中的壓力損失。良好情況下，可使排汽壓力與凝汽器出口壓力接近相等。由於本機組為600mw機組，蒸汽流量大，所以本機組的排汽設計為四排汽。
凝汽器設計為雙殼體，雙背壓、單流程，可在機組最大出力工況下長期進行。參照同類機組，凝汽器出口壓力=0.006mpa。
由凝汽器出口壓力查飽和蒸汽熱力性質錶可得當=0.006mpa時， =36.17℃。
（2）給水溫度的確定
給水溫度與進入汽輪機的引數和高壓加熱器的個數有關，由設計任務書的要求，汽輪機進汽壓力為16.7mpa，參考同型別機組得：給水溫度為273℃。
（3）除氧器出口工作壓力和溫度的確定
由於本機組設計為中間再熱機組，一般採用高壓式除氧器，設計工況下，對該汽輪機取為0.7574mpa，由此查飽和水和飽和水蒸汽熱力性質表，可求得：tcy=168.2℃。
（4）高壓加熱器出口引數確定
參照同類機組，取高壓加熱器出口引數為：
溫度℃. 焓為。
（5）給水幫浦出口引數確定
參照同類機組，取給水幫浦出口壓力=19.7mpa。
3.1.2各加熱器溫公升分布
理論計算指出，給水在各加熱器之間的焓增按等焓公升分配原則，可得到最佳的經濟效益。但計算表時，當在10%~20%的範圍內偏離等焓分配原則時，對迴圈執效率的影響很小，對具有中間再熱的回熱系統，為減小再熱使抽汽焓值公升高的影響，應對給水的等焓分配原則做適當的修正，即由再熱器冷段供汽的那個加熱器的給水焓公升約是前一級加熱器給水焓公升的1.5~1.
8倍，這樣不致因再熱使蒸汽焓值提高而導致抽汽量下降，其餘各級加熱器仍按等焓公升原則。
通過理論計算和參考其他同型別機組，確定加熱器各級焓公升如表2所示：
各加熱器各級焓公升分配
表23.1.3各抽汽引數的確定
（1）對一般的凝汽式汽輪機，其進汽量可按下式估算：
（t/h
式中：m——考慮回熱抽汽使進汽量增大的係數，它與回熱級數、給水溫度、功率有關，結合一設計機組的相關引數，取m=1.42；
——考慮軸封漏汽、門桿漏汽所需的新汽量，一般≤2%d，這裡取為1%d；——全機理想焓降（kj/kg）
由於此公式的適用範圍較小，且估算誤差較大。因此本設計直接參照同類機組，選取機組的蒸汽流量為
d0=1950t/h。
（2）漏汽量的確定
漏汽包括門桿漏汽和軸封漏汽
① 門桿漏汽估計為總進汽量的2%；
② 軸封漏汽有兩種情況：一種為最後一片軸封孔口處流速未達到臨界速度；另一種為出口處以及達到臨界速度。可根據相應狀態對應的公式計算處漏汽量；
總得漏汽量估計為總進汽量得0.4%；
③抽汽量用抽汽係數αi表示,根據回熱系統中的抽汽流量可得各個段得抽汽係數
④各級抽氣份額的確定：
以上汽輪機抽汽引數的確定見表3：
汽輪機額定工況抽汽參數列3
另外：中壓缸末級抽汽，除了作為除氧器汽原外，還抽一部分用作給水幫浦汽輪機汽原，設計工況下抽汽量為：g=73.515t/h。抽汽係數為：0.0377.
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