一种双背压汽轮机组低压末级叶片的设计选型方法技术领域
本发明涉及火力发电厂汽轮机低压缸末级叶片高度选型的方法，尤其涉及的是一
种双背压汽轮机组低压末级叶片的设计选型方法。
背景技术
目前我国600MW及以上等级四排汽汽轮机组大多采用双背压凝汽器，但在传统的
热力系统设计及低压缸通流设计上依然采用单背压机组的方式进行设计，即两个不同排汽
压力的低压缸均按照流量均分、以平均排汽压力为背压的原则对末级叶片进行设计选型。
如大唐南京发电厂平均排汽压力4.9kP低压侧，高、低侧排汽背压分别为5.4kP低压侧和
4.4kP低压侧，而在低压末级叶片选型时，依然按照平均背压4.9kP低压侧进行设计，而此压
力与高、低压侧汽轮机排汽压力均有差异。
低压缸末级叶片的合理选型就是依据低压缸排汽体积流量选择排汽余速损失最
小的叶片长度。而同样的低压缸排汽质量流量在不同的排汽压力下，低压缸排汽的体积流
量差异较大，因此传统设计方法存在明显的缺陷：由于两个低压缸实际排汽压力不同于平
均排汽压力，造成两个低压缸实际的末级余速损失均不在最小点，使得汽轮机热耗率比设
计值偏高。
发明内容
本发明的目的在于克服现有技术的不足，提供了一种双背压汽轮机组低压末级叶
片的设计选型方法。
一种双背压汽轮机组低压末级叶片的设计选型方法，其特征在于步骤如下：
步骤一、预设汽轮机热力设计工况点，跟据平均背压计算方法确定该设计工况点
下汽轮机低压缸末级排汽流量G，低压缸进汽压力P0，进汽焓值H0，低压缸平均排汽压力Pb，
循环水流量W和循环水温度tw1；
步骤二、根据步骤一获得的参数计算确定高压侧排汽压力Pb1和低压侧排汽压力
Pb2；
步骤三、分别计算低压侧低压缸排气容积流量Gv1和高压侧低压缸排气容积流量
Gv2；
步骤四、根据Gv1和Gv2分别选择低压侧低压末级叶片和高压侧低压末级叶片的规
格。
作为对上述方案的进一步改进，所述步骤二中Pb1和Pb2获取方法如下：
(1)计算凝汽器总换热量Q＝G(h'-h0)，其中h'为排汽焓，h0为凝结水焓；
(2)计算循环水温升△t＝Q/(WCv)，其中W为循环水流量，Cv为循环水比热容；
(3)预设凝汽器总面积A；
(4)根据HEI标准分别确定低压侧凝汽器换热系数K1、高压侧凝汽器换热系数K2；
(5)计算低压侧凝汽器压力Pb1和高压侧凝汽器压力Pb2：
对于低压侧凝汽器
利用![]()
计算低压侧端差δt1，其中A1＝A/2，△t1＝△t/2；
低压侧排汽饱和温度ts1＝tw1+△t1+δt1；
根据IF-97水蒸气公式获取低压侧凝汽器压力Pb1；
同理计算高压侧凝汽器压力Pb2和高压侧排汽温度ts2；
(6)确定平均排汽压力，通过IF-97水蒸气公式求得平均排汽温度ts＝(ts1+ts2)/2
对应的饱和压力Pb'；
(7)若Pb'>Pb，则增大凝汽器面积设定值A，并重复步骤3)-7)；反之减小凝汽器面积
设定值A，并重复步骤3)-7)；直到Pb'＝Pb，即可确定两凝汽器背压Pb1、Pb2。
作为对上述方案的进一步改进，所述步骤三中Gv1和Gv2的获得方法如下：
计算低压侧低压缸排汽容积流量：
由低压缸进汽压力P0，进汽焓值H0，根据IF-97水蒸气公式获取进汽熵S0，
由于低压缸排汽压力与低压侧凝汽器压力差异较小，本案按低压缸排汽压力等于
凝汽器压力考虑，由低压侧凝汽器压力Pb1，进汽熵S0，根据IF-97水蒸气公式获取等熵排汽
焓Hsb1
低压侧低压缸实际排汽焓：Hb1＝H0-(H0-Hsb1)×η，其中η为低压缸设计效率，
由于低压缸排汽压力与低压侧凝汽器压力差异较小，本案按低压缸排汽压力等于
凝汽器压力考虑，由低压侧凝汽器压力Pb1，低压缸实际排汽焓Hb1，根据IF-97水蒸气公式获
取排汽比容Vb1，
计算低压侧低压缸排汽容积流量：Gv1＝G×Vb1/2，
通过与计算低压侧低压缸排汽容积流量同样方法计算高压侧低压缸排汽容积流
量Gv2。
作为对上述方案的进一步改进，末级叶片型号在叶片排气损失曲线中极小点选
取。
作为对上述方案的进一步改进，对于660MW机组初始值设为30000㎡，对于1000MW
机组初始值设为50000㎡。
本发明相比现有技术具有以下优点：本发明主要针对双背压汽轮机，克服现有技
术方法的不足，提供一种新的，更为节能的设计选型方法，即两个不同背压的低压缸配置不
同长度末级叶片的选型方法，将使得汽轮机在设计工况点下，两侧末级叶片余速损失均最
小；在确定汽轮机双背压凝汽器设计压力后，根据汽轮机热力特性、各型号末级叶片余速损
失特性等关键数据，确定两个低压缸不同的末级叶片长度，使汽轮机热力设计工况点下，两
个低压缸末级余速损失均最小。
附图说明
图1为本发明方法的实施流程图。
图2为某末级叶片排汽损失曲线图例。
具体实施方式
下面对本发明的实施例作详细说明，本实施例在以本发明技术方案为前提下进行
实施，给出了详细的实施方式和具体的操作过程，但本发明的保护范围不限于下述的实施
例。
一种双背压汽轮机组低压末级叶片的设计选型方法，实施流程图如附图1所示。其
中包括如下步骤：
1、确定汽轮机热力设计工况点。
汽轮机热力设计工况点一般为100％额定负荷(基荷机组)，或以75％额定负荷(腰
荷机组)为设计工况点，以此为依据，进行优化设计。确定设计工况点后，首先根据传统的平
均背压计算方法计算出一个初步方案，根据此初步方案可得到设计工况点下汽轮机低压缸
末级排汽流量G(kg/s)，低压缸进汽压力P0，进汽焓值H0，低压缸平均排汽压力Pb。并根据该
项目实际环境条件获取循环水流量W、温度tw1等凝汽器设计边界条件(循环水量一般取低压
缸排汽量的50～70倍循环倍率)。
对于双背压汽轮机，两个低压缸进汽和排汽流量采用均分的原则，两个低压缸排
汽流量均为G/2。
2、确定高、低压侧排汽压力。
凝汽器换热量主要为相变潜热，背压的不同对换热量影响不大。因此凝汽器设计
采用两侧热负荷均分的原则进行。
根据HEI标准，采用两侧热负荷相同、凝汽器面积相同的原则，计算确定高、低压侧
凝汽器设计压力Pb1、Pb2。由于低压缸排汽压力与凝汽器压力差异较小，本案按低压缸排汽
压力等于凝汽器压力考虑。
具体流程如下：
1)凝汽器总换热量Q＝G(h'-h0)，其中h',h0分别为排汽焓，凝结水焓；
2)根据循环水水量W，换热量Q，确定循环水温升△t：△t＝Q/(WCv)，其中Cv为循环
水比热容。
3)凝汽器总面积设定为A，(660MW机组初始值可设为30000㎡，1000MW机组初始值
可设为50000㎡)；
4)根据HEI标准分别确定低压侧凝汽器换热系数K1、高压侧凝汽器换热系数K2；
5)对于低压侧凝汽器：
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其中A1＝A/2，△t1＝△t/2，可求得低压侧端差δt1；
低压侧排汽饱和温度ts1＝tw1+△t1+δt1；
根据IF-97水蒸气公式可得出低压侧凝汽器压力Pb1；
对于高压侧凝汽器，同理可求出高压侧排汽温度ts2和高压凝汽器压力Pb2。
6)平均排汽压力确定：通过IF-97水蒸气公式求得平均排汽温度ts＝(ts1+ts2)/2对
应的饱和压力Pb'。
7)若Pb'>Pb，增大凝汽器面积设定值A，并重复步骤3)-7)；反之减小凝汽器面积设
定值A，并重复步骤3)-7)；直到Pb'＝Pb，即可确定两凝汽器背压Pb1、Pb2。
3、低压缸排汽容积流量
两低压缸进汽参数相同，进汽压力P0，进汽焓值H0，低压缸设计效率为η。
低压侧低压缸排汽容积流量计算方法：
由低压缸进汽压力P0，进汽焓值H0，根据IF-97水蒸气公式得出进汽熵S0
由低压侧凝汽器压力Pb1(即低压缸排汽压力)，进汽熵S0，根据IF-97水蒸气公式得
出等熵排汽焓Hsb1
低压侧低压缸实际排汽焓：Hb1＝H0-(H0-Hsb1)×η
由低压侧凝汽器压力Pb1(即低压缸排汽压力)，排汽焓Hb1，根据IF-97水蒸气公式
得出排汽比容Vb1
可得，低压侧低压缸排汽容积流量：Gv1＝G×Vb1/2
同理可求得高压侧低压缸排汽容积流量Gv2。
4、根据各种规格低压缸末级叶片特性数据，不同的排汽容积流量选择不同的末级
叶片规格，使得两座低压缸设计点均在排汽损失最小值附件。见附图2分别选择出A、高压侧
低压缸排汽容积流量Gv1、Gv2时，低压缸排汽余速损失都在最小值附近的末级叶片规格。
以上仅为本发明的较佳实施例而已，并不用以限制本发明，凡在本发明的精神和
原则之内所作的任何修改、等同替换和改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。