第二章 汽轮机级内能量转换过程
第二章 汽轮机级内能量转换过程
第一节 汽轮机级的基本概念
一 汽 轮 机 的 级 、级内能量转换过程
1，汽轮机的级：是由一组安装在喷嘴汽室或隔板上的静叶栅和一组安装在叶轮上的动叶栅所组成，它是汽轮机作功的最小单元。
2，级内能量转换过程：具有一定压力、温度的蒸汽通过汽轮机的级时，首先在静叶栅通道中得到膨胀加速，将蒸汽的热能转化为高速汽流的动能，然后进入动叶通道，在其中改变方向或者既改变方向同时又膨胀加速，推动叶轮旋转，将高速汽流的动能转变为旋转机械能。
华中科技大学 能源与动力工程学院
3，冲动级：当汽流通过动叶通道时，由于受到动叶通道形状的限制而弯曲被迫改变方向，因而产生离
汽轮机低压转子（含动叶栅）
0* 0'
1
s
h
2 p2 p1
p0* p0
Δht*
Δhn*
Δh’b
Δhb
4，反动级：当汽流通过动叶通道时，一方面要改变方向，同时还要膨胀加速，前者会对叶片产生一个冲动力，后 者会对叶片产生一个反作用力，即反动力。蒸汽通过这种级，两种力同时作功。
蒸汽对动叶栅的作用力
二 反 动 度（在第6页补上字母）
为了描述蒸汽通过汽轮机某一级时在动叶通道中的膨胀程度大小，通常用反动度 来描述。反动度 等于蒸汽在动叶通道中膨胀时的焓降 和在整个级的理想焓降
之比，即
(1 - 1)
称为级的平均反动度，即平均直径上
的反动度。蒸汽通过级的热力过程曲线用
图1-3表示。其中， 、 、 分别为喷嘴
前、动叶前、后的蒸汽压力， 为喷嘴前 的滞止压力。 、 和 分别为级的滞 止焓降、喷嘴的滞止焓降、动叶的焓降。
三 冲 动 级 和 反 动 级在第7页补上字母
（一） 冲 动 级 的 三 种 不 同 形 式
1，纯冲动级
说， = 、 = 0 、 = ，蒸汽流出动叶的速度C 具有一定的动能，由于未被利用而损失，称为余速损失，用 表示。 2 ，带反动度的冲动级 = 0.05 0.20 ) ，称为带反动度
的冲动级，它具有作功能力大、效率高的特点。 b
n b t b m h h h h h ?+??≈??=Ω*
***)1(t m n h h ?Ω-=?*t
m b h
h ?Ω=?
0* 0' 1 s
h 2 p2 p1 p0* p0 Δht* Δhn*
Δh’b
Δhb
冲动式汽轮机的结构特点：因为汽流在动叶栅内膨胀量较少，所以动叶栅的截面形状是近似对称的。因为动叶栅前后压力相差较小，没有太大的轴向力作用在转子上，所以冲动式汽轮机可以采用质量轻，结构紧凑的轮盘式转子。同样可以采用较大的径向间隙，从而提高汽轮机运行的灵活性。但是喷嘴叶栅前后存在较大的压力差，为了减少喷嘴叶栅与轴之间间隙的漏汽量，要尽量减小间隙的直径，所以设计为隔板结构，把喷嘴装在隔板的外环上，在隔板的内孔装有汽封片。 3. 复 速 级
由一组喷嘴静叶栅和安装在同一叶轮上的两列动叶栅及一组介于第一、二列动叶栅之间、固定在汽缸上的导向叶栅所组成的级，称为复速级。第一列动叶栅流出汽流的流速还相当大， 为了利用这一部分动能，在
第一列动叶栅之后装上一列 导向叶栅以改变汽流的方向， 使之顺利进入第二列动叶栅 通道继续作功。复速级也采 用一定的反动度。
复速级具有作功能力大的特点。
（二）反 动 级
通常把反动度 = 0.5的级称为反动级。对于反动级来说，蒸汽在静叶和动叶通道的膨胀程度基本相同，即
反动级在冲动力和反动力同时作用下作功。反动级的效率比冲动级高，但作功能力小。
*21*t n b h
h h ?=?=?21
p
p >
反动级汽轮机特点：喷嘴叶栅和动叶栅可以采用相同的叶型，构成相似的喷嘴叶栅和动叶栅通道，因而可以降低汽轮机的制造成本。因为在动叶片前后存在较大的压力差，为了减小汽流对转子作用的轴向力，反动式汽轮机采用转鼓式结构，没有叶轮。喷嘴叶片直接安装在汽缸内壁，使级的轴向尺寸减小。但粗大的转鼓式转子质量大，启动时热惯性大，增加了暖机时间而影响到汽轮机运行的机动性。为了减少蒸汽漏泄量应尽量减小径向间隙。为了平衡轴向推力，还设置了平衡活塞。反动级因动叶片前后存在压力差，为了避免过大的级内损失，一般不采用部分进汽，而采用全周进汽。
第二节 蒸汽在级内的流动过程
一 基 本 假 设 和 基 本 方 程 式
流过叶栅通道的蒸汽是具有粘性、非连续性和不稳定三元流的实际流体。为了研究方便，特作假设： 1 .蒸汽在叶栅通道的流动是稳定的：即在流动过程中，通道中任意点的蒸汽参数不随时间变化而改变。 2. 蒸汽在叶栅通道的流动是一元流动：即蒸汽在叶栅通道中流动时，其参数只沿流动方向变化，而在与流动方向相垂直的截面上不变化。
3. 蒸汽在叶栅通道的流动是绝热流动：即蒸汽在叶栅通道中流速很快，流动时与外界没有热交换。 基本方程式：说明：这些基本方程式在《能源动力装置基础》一书中讲过，不过多重复。
1 . 连 续 方 程 式
2 . 能 量 方 程 式
3 . 状 态 及 过 程 方 程 式
4 . 动 量 方 程 式
5 . 气 动 方 程 式
二 蒸汽在喷嘴中的流动过程
（一）汽流参数与喷嘴形状的关系
根据连续方程式、动量方程式、等熵过程方程，综合可得： (2-8) M 是马赫数 (M= c/a )。可以看到，喷嘴截面积的变化规律，不仅和汽流速度有关，同时还和马赫数M 有关。
（1）当汽流速度小于音速，即M<1时，若要使汽流能继续加速，即dc/dx>0，则必须dA/dx< 0，即渐缩喷嘴。
（2）当汽流速度大于音速，即M>1时，若要使汽流能继续加速，即dc/dx>0，则必须dA/dx>0，即渐扩喷嘴。
（3）当汽流速度在喷嘴某截面上刚好等于音速，即M=1，dA/dx =0。表明横截面A 不变化，达到最小值。 cA G ρ=W c h q c h ++=++222
11200RT pv =.
const pv k
=-vdp
cdc 1
==--cdc dk R cdp a c
M
===kvp p k a ρdx dc c M dx dA A 1)1(12
-=
图2—8 压力、焓降、截面积、汽流速度、音速、比容沿流动的变化规律
1，临界速度
汽流的音速为
， 当在式（1-16)中用滞止参数表示有关参数时，代
入音速公式，则有
上式中， 为滞止状态下的音速。当 已知时， 为一定值。
蒸汽在喷嘴中膨胀，到某一截面汽流速度等于当地音速，此时的流动状态为临界状态，参数为
临界参数，用 等表示。 则临界速度为： (2-9)
2，临界压力 根据 (2--9),临界压力为： 对于等熵膨胀过程来说，有 ， 则上式为
上式表明，临界压力只与蒸汽指数k 和初压有关。临界压力与初压之比称为临界压力比，用 表示：
( 1 ---24 )
对于过热蒸汽（k=1.3)则 =0.546；对于饱和蒸汽（k =1.135 )则 =0.577 .
（二）喷嘴出口汽流速度
kRT kpv a ==1212
*02
2-=
+-k a C k a *0*0*0/1
212ρp k k a k c cr +=+=0
**
)12(ρρcr cr p k p +=k cr cr p p v v 1*0
*
0)(=1
*0)12(-+=k k cr k p p 1*
0)12(-+==k k cr n k p p εcr εcr εcr ε
*0a *
0*0v p 、*0a cr cr cr c v p 、、
对于过热蒸汽，可近似看做理想气体，则上式为：
（二）喷 嘴 出 口 汽 流 速 度 1，喷嘴出口的汽流理想速度
在进行喷嘴流动计算时，喷嘴前的参数 p(初压）是已知的条件。按等熵过程膨胀，其过程曲线如图1-7所示。根据式（1-16)，则喷嘴出口汽流理想速度为
(1-17)
或者为
c1t —蒸汽流出喷嘴出口的理想速度（m / s ) h1t —蒸汽按等熵过程膨胀的终态焓（J/kg )
图1-7中， 称为喷嘴的理想焓降。为了方便，引用滞止参数，滞止焓值为： 把相应的滞止参数 代入
式 (1-17) 和（1-20)，则
(1-17a)
(1-20a) 图1-7
2，喷嘴出口的汽流实际速度 实际流动是有损失的，汽流实际速度小于汽流理想速度。通常用喷嘴速度系数ψ来考查两者之间的差别（通常取 ψ= 0.97 )。这样，喷嘴出口的汽流实际速度为
3，喷嘴损失
蒸汽在喷嘴通道中流动时，动能
的损失称为喷嘴损失，用 表 示 ： (1-26)
喷嘴损失与喷嘴理想焓降之比称为喷嘴能量损失系数 ： (1-26a)
（三） 喷 嘴 流 量 计 算
1，喷嘴的理想流量 计算 喷嘴的理想流量 可用连续方程计算: ( 2----18 )式中， ---- 喷嘴出口处截面积， (m) ; ---- 喷嘴出口处理想汽流速度，(m/s) ; ---- 喷 嘴 出 口 处 比 容 ， （ m / k q ) 。 若用（2-12a)表示 ，又有 , 则上式为 ( 2 －20 )
式中， 称为喷嘴前后压力比。
)(1)(211
100102221v p v p k k h h C C --=-=-2
0201012)(2c h c h h c n t t +?=+-=201
01
001112c p p v p k k c k k t +??????????????
??--=-t n h h h 10-=?*
0*0
*0h v p 、、*12n t h
c ?=])(1[121
*01*0*01k
k t p p v p k k c ---=t c c 11φ=n h δ*22212121)1()1(212121n t t n h C C C h ?-=-=-=φφδn ?)1(2*φδ?-=?=n n
n h h t G t G t t
n t v c A G 11=n
A t c 1t
v 1k t p p v v 1*01*01)(11=t c 1k t p
p v v 1*01*01)(11=)(1212*0*01k k n k n n v p k k A G +--=εε1p p n =ε
对于式(2-20），当喷嘴前的参数
和喷嘴出口截面积 一定时，通过喷嘴的流量 只取决于喷嘴前后压力比。它们的关系如图1-11中ABC 曲线所示。当压力比从1逐渐缩小时，流量逐渐增加，当喷嘴前后压
力比等于临界压力比（ ) ， 达最大值，如B 所示。这时的流量称为临界流量，用
表示。当喷嘴前后压力比小于临界压力比时，流量保持最大值不变，如AB 所示。其临界流量为：
(1--36) 式中，λ只与k 值有关。对于过热蒸汽（k=1.3),λ=0.667；饱和蒸汽（k=1.135) ,λ =0.635。
3，通过喷嘴的实际流量的计算
通过喷嘴的实际流量为： ( 2-24 )式中，
称为喷嘴流量系数。对于过热蒸汽，取 = 0.97；对于饱和蒸汽，取 = 1.02。 考虑了流量系数之后，通过喷嘴的临界流量为： 对于过热蒸汽：
对于饱和蒸汽： 另外，还可以用单一的计算公式计算理想流量： (2---- 27）
其中，β称为彭台们系数。对于亚临界流动β
<1,对于临界流动，β=1。
*
0*0v p 、n A t G cr
n ε
ε=t G crt G *0
*0*0*01
1)12(v p A v p k k A G n k k n crt λ=+=-+t
t t t t t n n G G v v v v v c A v c
A G μφφ====111111111
1v v t n φμ=n
μn μ*
0*
647.0v p A G n cr =*
0*0
648.0v p A G n cr =*0
*
648.0v p A G n t β=
（ 四 ） 蒸 汽 在 喷 嘴 斜 切 部 分 的 流 动
为了使喷嘴中流出的汽流顺利进入动叶通道，在喷嘴出口处必须有一段斜切部分,如图2--14所示。这样，实际喷嘴由两部分所组成：一部分是渐缩部分ABDE ，AB 为最小截面处。另一部分为斜切部分ABC 。 由于斜切部分的存 在，它将对汽流产 生影响。
蒸汽在喷嘴斜切部分的流动小结
(1)p1>pcr 斜切部分：导向
(2)p1 汽流偏转角的近似计算 A D C A B C D E αδ1p 0 p 1 1，当喷嘴出口压力（背压）大于或等于临界压力时，AB 截面上的流速小于或等于音速，喉部压力等于背压（ ），汽流通过喷嘴，只在渐缩部分膨胀加速，而在斜切部分ABC 处不膨胀加速。斜切部分只起导向作用。从喷嘴流出的汽流与动叶运动方向成一角度(称为喷嘴出汽角 ）。 2，当喷嘴出口压力（背压）小于临界压力时，汽流在AB 截面上达临界状态，汽流在斜切部分要继续膨胀加速，蒸汽压力由临界 压力下降为 ，汽流速度由临界速度到大于音速，并且汽流方向要发生扰动和偏转，如图2---14所示。 静叶（喷嘴）原理小结 喷嘴出口速度及速度系数；喷嘴临界状态 ；喷嘴流量及流量系数；喷嘴斜切部分的蒸汽流动 三 蒸汽在动叶栅中的流动过程补公式字母３７页 （一）动叶进出口速度三角形 从喷嘴中来的高速汽流，进入动叶通道中，其方向和大小都要发生变化，结果是将蒸汽动能转变为机械功。为了计算蒸汽功，必须确定动叶栅进出口汽流速度的变化。而动叶栅进出口速度三角形就是表示动叶栅进出口处汽流绝对速度 、相对速度 和圆周速度u 之间的关系的。如图2-15所示， 为喷嘴出口汽流速度，出汽角为 ，u 为动叶栅圆周速度， 是进入动叶栅的相对速度，方向角为 。这样，由 、 和u 组成的三角形就是动叶进口速度三角形。 速度三角形 能量转换描述 一维描述 计算基础 动叶进出口速度三角形 进汽角： b p p 11=1αcr p 1 p 1 12211cos 2α uc u c w -+= 进口相对速度： u c c w c -==11111111cos sin arctan sin arcsin αααβ 汽 补公式４０，４１页 动叶进口速度三角形的相对速度 和方向角 可由下式确定： (2---32 ) (2---33 ) 为了使汽流顺利进入动叶通道而不发生碰撞，动叶栅的几何进口角 应等于进汽角 。 如图2--15所示，蒸汽最后以相对速度 （动叶出汽角 ）流出动叶通道。对于冲动级来说， 的大小取决于反动度的大小，一般来说， < 。这样，汽流从动叶通道中流出的绝对速度的大小和方向可以从图解得到。 、 可用下式求得： ( 1--- 56 ) ( 1---- 57 ) 通常将动叶进出口速度三角形绘制成一起。 动叶栅出口汽流相对速度和绝对速度 通过动叶通道的能量方程式可得到动叶栅出口汽流理想相对速度为： 结合图1---17，焓降 称为动叶栅理想焓降， 。 ( m / s) (1---59 ) 其中， , 称为动叶栅的滞止焓降。 由于通过动叶栅的流动是有损失的，为了说明 问题 图１－１７ 实际相对速度为 ( 1 --- 60 ) 动叶损失 动叶损失就是蒸汽通过动叶栅的能量损失，由于动叶损失的存在， 使动叶出口的焓值由 ，则动叶损失为： ( 1--- 61 ) 动叶损失 之比成为动叶栅的能量损失系数，即 ( 1--- 62) 在计算时，ψψ = 0.85~0.95。 2 2h h t 升到b b h h ?与δ 余速损失 由速度三角形可知，蒸汽在动叶栅中作功之后，最后以绝对速度 离开动叶，其具有的动能称为余速损失在多级汽轮机中，余速损失可以被下一级所利用，其利用程度可用余速利用系数 表示， =0~1。 余速利用的一般条件为： (1)相邻两个级的平均直径接近相等，蒸汽通过两级之间的空间时在半径方向上流动不大； (2)喷嘴进口的方向与上一级蒸汽余速方向相符；(3)相邻两级都是全周进汽； (4)相邻两个级的蒸汽流量没有变化，即级间无抽汽。 （二）蒸汽作用在动叶片上的力及轮周功 ４５页 为求取蒸汽在动叶栅作功大小，必先求取蒸汽对动叶栅的作用力。 1，蒸汽对动叶片的作用力 蒸汽在动叶栅通道中改变方向、或者膨胀加速，其对动叶片的作 用力可用下式进行计算：（ —单位时间内流过动叶栅的流量； —动叶通道轴向投影面积） 圆周分力 (1-64) 或者 (1-64a) 轴向分力 或者 (1-67) 合力 (1-68) 2，轮周功和轮周功率 ４６页 蒸汽通过汽轮机的级在动叶片上所作的有效机械功称为轮周功。而单位时间内作出的轮周功称为轮周功率。轮周功率为圆周分力和圆周速度的乘积： ( 1 -- 69 ) 或者， (J / s )( 1 --69 a ) 用G 除以上二式，得到每1kq 蒸汽所作出的轮周功,表示级的作功能力，用 表示： ( 1---- 71 ) 或者， ( 1---71 a ) 结合速度三角形和余弦定理，轮周功还可以用下式表示： ( J / k q ) ( 1---73 ) 级的热力过程曲线 级的轮周有效焓降 G ) (2220 0c b n t u h h h h c h δδδμ++- ?+='? 00 1 h 2 p2 p1 p0* p0 Δht Δ δh Σδhc δh Δh′u 22 00 c ξ 小结 1、汽轮机级内的能量转换 基本假设、基本方程 2、静叶（喷嘴）中的能量转换 喷嘴出口速度及速度系数φ、喷嘴损失 喷嘴临界状态 、喷嘴截面积的变化规律 喷嘴流量计算：临界流量－>理想流量－>实际流量 喷嘴的平均出气角、汽流偏转角 3、动叶中的能量转换过程 速度三角形c1-u →w1+Ωht →w2+u →c2 轮周作用力速度投影—轮周功率Fu ·u —轮周功动叶损失ψ余速损失c2 §1-3 汽轮机级的轮周效率和最佳速度比５１页 蒸汽在级内所具有的理想能量不能百分之百地转变为轮周功，存在损失。为描述蒸汽在汽轮机级内能量转换的完善程度，通常用各种不同的效率来加以说明。 一，轮周效率与速度比 1，轮周效率：蒸汽在汽轮机级内所作的轮周功 与它在级内所具有的理想能量 之比称为级的轮周效率,即 (1 -77) 2，级的理想能量：一般来说，级的理想能量是级的理想焓降、进入本级的动能和本级余速动能被下一级所利用部分的代数和，即 (1-78) 3，级的理想速度：为了研究方便，引入级的理想速度 定义： 4，级的轮周效率：因此，级的轮周效率可用下式表示： ( 1 ---- 79 ) 或者 ( 1 ---- 80 ) 式中， ；分别为喷嘴、动叶和余速损失与级的理想能量之比，称其为喷嘴、动叶和余速能量损失系数。 5，速度比：从式（1-80)可以看到，为了提高级的轮周效率，要求减少喷嘴损失、动叶损失和余速损失。 W a C b n t a h h h C ?+?=?=**22 12 2122211)cos cos (2C C C C u a u μααη-+=2 1)1(1c b n u ζ μζζη----=2c b n ζζζ、、、 汽，不可能使余速损失最小。使 达到轴向排汽的速度比u / 称为最佳速度比，用 表示。级的速度比通常用字母 表示。它是汽轮机级的一个很重要的特性。速度比的取值直接影响汽轮机的效率和作功能力．对于不同型式的级，其最佳速度比是不相同的。 α＜90o 余速损失不为最小 α＜90o 余速损失不为最小 α=90o 余速损失最小 α＞90o 余速损失不为最小 图1-22 不同速比下纯冲动级 w1=w2速度三角形 二 ，最佳速度比 （一）对于不考虑余速利用的纯冲动级： a a c u x c u x ==或11 速度比 （二）余速利用的影响 余速利用可以提高级的轮周效率。 余速利用使速比在较大范围对轮周效率的影响显著减弱。 余速利用使最佳速度比增大。 （三）反动度的影响 1、0-0.5之间 对于反动度不为零的冲动级， 0.48 ~0.52； 当考虑余速利用的中间级， 0.585左右。 图2-21 有余速利用时轮周效率 与速度比的关系图 一般来说， 对于反动度不为零的冲动级， 0.48 ~0.52； 当考虑余速利用的中间级， 0.585 左右。 （2）对于复速级，其最佳速度比为： 通常，复速级的最佳速度比为： =0.2~0.28之间。 （3）对于反动级，其最佳速度比为： 若取 则 =0 .94。 小结 2 最佳速比 u/c1 → min(c2) 3 轮周效率 定义 与速比之间的关系 §1-4 叶栅几何尺寸的确定６９页 已知条件：蒸汽流量G ，参数 、 、 ；转速 ，初速 ，级的平均直径 ，反动度 。 一 ， 叶 栅 型 式 的 选 择 1，喷嘴叶栅型式的选择 喷嘴叶栅型式的选择主要决定于需要得到多大的出口速度。即根据喷嘴前后压力比 来确定： 当需要得到小于或等于音速汽流时，即 >0.546，可选用渐缩喷嘴。 当喷嘴前后压力比还不小于0.3~0.4时，即0.3≤ ≤0.546 ，仍然可选用渐缩喷嘴，这时，可利用喷嘴斜切部分继续膨胀加速，以得到超音速汽流。 当喷嘴前后压力比小于 <0.3时，则必须选用缩放喷嘴。 我国常用喷嘴型线见表2--1）。 一，叶栅几何特性 1，叶型、型线：叶片截面的形状、各截面周线； 2，等截面叶片和变截面叶片：叶型及面积沿叶高不变的叶片称为等截面叶片，反之为变截面叶片。 3，亚音速叶栅、近音速叶栅、超音速叶栅。 4，叶栅几何参数：（如图1—38） -----平均直径； ——叶高； 图1—38 ——节距； B ——叶片宽度； b ——弦长； ——出口边厚度； 、 、 ——进出口宽度。 5，无因次几何特性：７１页 .48.0~45.0),97.0.49.0~46.0)16~121001====a x x 则（若取，因此，（?α=op a x )(= op a x )(1 1cos 4 1)(α=op x op a x )(1 1cos )(α=op x ,20,93.00 1===αψ?1 1cos )(α=op x 001E h E W u u u ?==η0p 0t 2p n m d l t ?a 1a 2a ——径高比。 6，汽流角度： 、 ——喷嘴、动叶进口汽流角； 、 ——喷嘴、动叶出口汽流角； 、 ——喷嘴、动叶叶型进口角； 、 ——喷嘴、动叶叶型出口角； 、 ——喷嘴、动叶叶型安装角。 2，动叶栅型式的选择 动叶栅型式的选择的方法和静叶栅相似。但动叶栅通道中的流动多为亚音速流动。根据动叶栅的各 参数，根据速度三角形，计算 ，查 ；再根据压力 的值和临界压力比相比，确定是否超临界压比。国产汽轮机常用动叶叶型见表2--2(p33)。 二，喷嘴叶栅与动叶栅尺寸的确定７３页 汽轮机热力设计的任务，除了确定级的效率、功率和蒸汽对叶片的作用力之外，还必须选定动静叶片的型线、有关几何尺寸大小。 （一）渐缩喷嘴 （1）当喷嘴前后压力比≥临界压力比时，喷嘴出口汽流速度≤临界速度。与喷嘴出口汽流速度 相垂直的截面 为最小截面，如图1—33所示，其面积为： ( 1--115 )式中， ---级的蒸汽流量，（kg / s ) ； ---喷嘴出口处的蒸汽比容，（ ) ； ---流量系数，过热蒸汽， =0.97,饱和蒸汽， =1.02 ; ---喷嘴出口汽流理想速度 (m / s )。 ７４页 若整级喷嘴个数 ，每个汽道喉部面积 则级的喷嘴出口总面积为： (1-116)上式中， 为喷嘴节距， 为安装有喷嘴的弧长。当级为全周进汽时， （ 为级的平均直径）。当级为部分进汽( e < 1 ) 时， ( e 为部分进汽度）。当考虑了部分进汽之后，则喷嘴叶高为： (1-117)上式中， 由所选用喷嘴型线来确定。而喷嘴型线又由喷嘴前后压力比来确定。目前，我国常用喷嘴型线见表1--1。 (2)当喷嘴前后压力比为： ，这时，仍然选用渐缩喷嘴, 是利用其斜切部分继续膨胀而 得到超音速汽流。这时喷嘴出口汽流角要发生偏转。喷嘴喉部截面积和叶高分别为： (1-119) (1-120) 喷嘴出口汽流偏转角由下式确定： (1-121)上式中， --喷嘴喉部截面处的比容； --喷嘴临界速度。 1w *1p *1 2p p b =ε3 .0>>n cr εε3.0>>n cr εε*0*0min /648.0)(v p G A n =1 min sin )(απm n n d e A l =t cr cr t C v C v 11111sin )sin(αδα≈+cr v cr C 动叶栅几何参数的计算方法和静叶栅相似。但动叶通道中的流动多为亚音速。动叶栅出口截面积和 叶高可按下式计算： (1--123) (1--124) 其中， -- 动叶栅出口理想比容； - 动叶栅出口相对速度； --- 流量系数，对于过热蒸汽， =0.93~0.95,对于饱和蒸汽， = 0.94~0.98 ； e--部分进汽度。其中，动叶出汽角由所选定的叶型确定。国产汽轮机常用动叶叶型见表1--2。 三，喷嘴叶栅与动叶栅几个主要参数 的 选 定 （一）喷嘴出汽角 的选择 通常，喷嘴出汽角 =11~14°； 。但复速级的喷嘴出汽角比单列级大一些，一般， 。另外，在复速级中，要使通流部分光滑变化，必须适当采用反动度。复速级各列叶栅的出汽角可以在下列范围内选择，见教材。 （二）部分进汽度的选择 1，一般压力级采用全周进汽（e=1）；小汽轮机采用部分进汽（e<1）； 2，调节级采用部分进汽（e<1），分4~7组。 （三）盖度的选择 通常动叶进口高度略大于喷嘴出口高度。 （四）冲动级内反动度的合理选用 以减小动叶损失；也可以减小动叶根部轴向间隙中由于吸汽而产生的附加损失，从而提高效率。但是，反动度需要科学选择。 1，当根部反动度较大时，则平均反动度会更大，会造成叶顶和平衡孔漏汽，因而产生损失； 2，当根部反动度太小或者为负时，会造成叶片根部吸汽，或使级后蒸汽通过平衡孔回到动叶前，造成 损失； 3，一般，根部反动度 = 0.03~0.05 时较好，可以提高效率，同时也使动叶前后压差不至太大以至造成大的叶顶漏汽损失。 图１－３６ 222sin βπμb b t b t b l d e w Gv A ==2sin βπb b b d e A l =t v 2t w 2b μb μb μ1 α1α) 10~3(01* 2-=ββ0118~13=α r Ω 级的反动度沿叶高变化，在进行级的初步热力设计时，通常取平均直径处的平均反动度。在一定假设下，平均反动度为： ( 1- 128 )顶部反动度为 ( 1 -129 ) 式中， 动叶栅的平均直径、叶高。 确定级的反动度，除了合理选用动静叶型之外 ， 还要考虑动静叶栅 出 口 面 积 比 (f=Ab/An) 。 即 一 定 的 反 动 度 对 应 一 定 的 动 静 叶 栅 出 口 面 积 比（f ） 。 面 积 比 随 着 反 动 度 的 增 加 而 减 小 。 汽 轮 机 中 反 动 度 与 动 静 叶 栅 出 口 面 积 比 的 对 应 范 围 为 ： 1 . 直 叶 片 级 f = 1.86 --- 1.65 . 2. 扭 叶 片 级 = 0.2 --- 0.4 , f = 1.7 ----1.4 . 3. 复 速 级 复速级的反动度在 = 0.03~0.08 范围内，则其面积比为： 二，叶栅试验和气动特性 1、风洞试验 2、压力分布曲线 3、速度分布曲线 三，叶栅特性数值试验 1、三维建模 2、三维计算及叶型优化 减少叶栅损失的方法 §1-6 汽轮机级内损失和级效率 ８５页 前 述 喷 嘴 损 失 、动 叶 损 失 、余 速 损 失 都 是 级 内 损 失 。 除 此 之 外 ， 级 内 损 失 还 包 括 ：叶 高 损 失 、扇 形 损 失 、 叶 轮 摩 擦 损 失 、部 分 进 汽 损 失 、 漏 汽 损 失 、 湿 汽 损 失 。当 然 ， 不 是 每 一 级 都 同 时 具 有 这 所 有 损 失 ， 因 此 要 根 据 具 体 情 况 分 析 计 算 不 同 损 失 。 如 只 有 在 部 分 进 汽 的 级 才 有 部 分 进 汽 损 失，工 作 在 湿 蒸 汽 区 的 级 才 有 湿 汽 损 失 等等。 汽轮机级内损失８６页 )] )(1[(1b b b r m d l d -Ω--=Ω)])(1[(1b b b b r t l d l d +-Ω--=Ωb b l d 、,20.0~05.0=Ωm m Ωm Ω).2.3~4(:)35.2~6.2(:)45.1~6.1(:1:::21=b gb b n f f f f n h δb h δ2c h δl h δθδh f h δe h δ 一 ， 级 内 损 失 1 ， 叶 高 损 失 喷嘴和动叶中与叶高有关的损失称为级的叶高损失，或端部损失。当叶片较短（一般l<12—15mm)时，叶高损失明显增加，必须采用部分进汽以提高叶高。叶高损失常用下面半经验公式计算： (k J / k g ) (2-83)式中，a-经验系数，a = 1.2 (单列级，不含扇形损失）； a = 1.6（单列级，含扇形损失)；a = 2 (双列级）； -不包括叶高损失的轮周有效焓降， = (kJ/ kg) l -- 叶栅高度 ( m m ) 2 ，扇 形 损 失 由于汽轮机的叶栅是安装在叶轮上的 ，呈环形 。汽流参数和叶片几何参数（ 节距 、进汽角 ） 沿 叶 高 是 变 化 的 。 在 设 计 时 ， 只 有 在 平 均 直 径 处 ， 设 计 条 件 才 能 得 到 满 足 。 而 其 他 截 面 上 ，由 于 偏 离 设 计 条 件 将 会 引 起 附 加 损 失 。这个附加损失称为扇形 损 失 ，用 下 式 计 算 ： ( k J / k g ) ( 2 --82 )式 中 ， 称 为 径 高 比 。 扇 形 损 失 与 径 高 比 的 平 方 成 反 比 越 小 ， 扇 形 损 失 越 大 。 当 θ > 10 ~ 12 时 ， 应 该 采 用 等 截 面 直 叶 片 。等 截 面 直 叶 片 的 设 计 和 加 工 都 比 较 容 易 ， 但 扇 形 损 失 大 ； 当 θ < 10 ，则应采用扭叶片 。 3，叶 轮 摩 擦 损 失 由于蒸汽粘性，叶轮在汽室中作高速旋转时，存在着叶轮轮面与蒸汽及蒸汽之间的相对运动而产生的摩擦。克服摩擦和带动蒸汽质点运动，就要耗功。同时，靠近叶轮轮面侧的蒸汽质点随叶轮一起转动时，受到离心力作用而产生径向运动。这样，靠近隔板处的蒸汽质点的旋转速度小，自然要向旋转中心处流动以保持蒸汽的连续性。于是，在叶轮两侧的汽室中就形成了涡流运动，如图1---50所示。蒸汽的涡流运动要消耗一部分轮周功。由此产 生的损失为摩擦损失。 叶 轮 摩 擦 损 失 可 用 以 下 经 验 公 式 计 算 ： 式中，k 与蒸汽性质有关，对于过热蒸汽， k = 1，对于饱和蒸汽， k = 1.2 ~ 1.3 ；d 、u -- 级的平均径 、圆周速度；v----- 动叶出口蒸汽比 0* 0' 1 s h 2 p2 p1 p0* p0 Δh t * Δhn Δh’b Δhb δh b Σδh δhc 2 δh n 级的有效焓喷嘴损失 动叶损失 余速损失 叶高损失 部分进汽 扇形损失 摩擦损失 鼓风损失 漏汽损失 湿汽损失 轮周效率 轮周功率 其他损失 级的内效率和内功率 u l h l a h ?= δ u h ? u h ?)(2*c b n t h h h h δδδ++-?θ δh θ δh 0E h θθζδ=b b l d /=θt m f v u d k N 232 11)100(=?f h δf h δ1 3600D N f ?0E f ζ313sin 10*75.0a b b f X l d αζ-=e h δ N300MW汽轮机组热力系统分析- TMCR 专科生毕业设计开题报告 2011 年 09 月 24 日 摘要 节能是我国能源战略和政策的核心。火电厂既是能源供应的中心也是资源消耗及环境污染和温室气体排放的大户，提高电厂设备运行的经济性和可靠性，减少污染物的排放，已经成为世人关注的重大课题。 热经济性代表了火电厂的能量利用、热功能转换技术的先进性和运行的经济性，是火电厂经济性评价的基础。合理的计算和分析火电厂的热经济性是在保证机组安全运行的基础上，提高运行操作及科学管理水平的有效手段。火电厂的设计、技术改造、运行优化以及目前国外对大型火电厂性能监测的研究、运行偏差的分析等均需对火电厂的热力系统作详细的热平衡计算，求出热经济指标作为决策的依据。因此电厂的热力系统计算是实现上述任务的重要技术基础，直接反映出全厂的经济效益，对电厂的节能具有重要意义。 本文主要设计的是300MW凝汽式汽轮机。先了解了汽轮机及其各部件的工作原理。再设计了该汽轮机的各热力系统，并用手绘了各系统图。最后对所设计的热力系统进行 经济性指标计算，分析温度压力等参数如何影响效率。本设计采用了三种计算方法—— 常规计算方法、简捷计算、等效热降法。 关键词：节能、热经济性分析、热力系统 目录 N300MW汽轮机组热力系统分析- TMCR (1) 专科生毕业设计开题报告 (1) 摘要 (4) 关键词 (4) 第一章绪论 (9) 1．1 毕业设计的目的 (9) 1．2国外研究综述 (9) 第二章 300MW汽轮机组的结构与性能 (11) 2．1汽轮机工作的基本原理 (11) 第三章热力系统的设计 (14) 3.1主、再热蒸汽系统 (14) 3.1.1主蒸汽系统 (15) 3.1.2再热蒸汽系统 (15) 3.2主给水系统 (16) 3.2.1除氧器 (16) 3.2.2高压加热器 (16) 3.2.3其他 (17) 3.3凝结水系统 (17) 3.3.1凝结水用户 (17) 3.3.2凝结水泵及轴封加热器 (18) 3.4抽汽及加热器疏水系统 (18) 3.5轴封系统 (19) 3.6高压抗燃油系统 (20) 3.6.1磁性过滤器 (20) 3.6.2自循环滤油系统 (21) 3.7润滑油系统 (21) 3.8本体疏水系统 (21) 3.9发电机水冷系统 (22) 超临界压力600MW 中间再热凝汽式汽轮机在额定工况下的热经济指标计 机组型号：N600-24.2/566/566 汽轮机型式：超临界、单轴、三缸（高中压合缸）、四排汽、一次中间再热 凝汽式 蒸汽初参数：MPa p 2.240=，5660=t ℃；MPa p 51546.00=?， 再热蒸汽参数：冷段压力MPa p in rh 053.4=，冷段温度5.303=in rh t ℃；热段压 力MPa p out rh 648.3=，热段温度0.566=out rh t ℃；MPa p rh 4053 .0=?， 排汽压力：kPa p c 4.5= （0.0054MPa ） 抽汽及轴封参数见表1。给水泵出口压力MPa p pu 376.30=，凝结水泵出压 力为MPa 84.1。机械效率、发电机效率分别取为99.0=m η，988.0=g η。 汽动给水泵用汽系数pu α为0.05177 表1 N600-24.2/566/566型三缸四排汽汽轮机组回热抽汽及轴封参数 解： 1.整理原始资料 （1）根据已知参数p 、t 在s h -图上画出汽轮机蒸汽膨胀过程线，得到新 汽焓等。0.33960=h kg kJ ，82.2970=in rh h kg kJ ，2425.3598=out rh h kg kJ ， 9.62782.29702425.3598=-=rh q kg kJ 。 （2）根据水蒸汽表查的各加热器出口水焓wj h 及有关疏水焓'j h 或d wj h ，将机 组回热系统计算点参数列于表2。 图1 超临界压力600MW三缸四排汽凝汽式机组蒸汽膨胀过程线 第一章 级的工作原理 补 1. 已知某喷嘴前的蒸汽参数为p 0=3.6Mpa ，t 0=500℃，c 0=80m/s ，求：初态滞止状态下的音速和其在喷嘴中达临界时的临界速度c cr 。 解: 由p 0=3.6Mpa ，t 0=500℃查得: h 0=3349.5; s 0=7.1439 0002 1 c h h h ?+ =* =3349.5+3.2=3452.7 查得0*点参数为p 0* =3.6334；v 0*=0.0956 ∴音速a 0*=* 0*0v kp =671.85 (或a 0*=* 0kRT =681.76 ; 或a 0*=* 0)1(h k *-=1017.7) c cr = * 0*1 2a K +=626.5 12题. 假定过热蒸汽作等熵流动,在喷嘴某一截面上汽流速度c=650m/s ，该截面上的音速a=500m/s ，求喷嘴中汽流的临界速度 c cr 为多少？。 解: 2222) 1(212112121cr cr cr cr cr cr c k k c v p k k c h c h -+=+-=+=+ Θ )2 1 1(1)1(222c k a k k c cr +-+-= ∴=522 23题. 汽轮机某级蒸汽压力p 0=3.4Mpa ，初温t 0=435℃，该级反动度Ωm =0.38，级后压力p 2=2.2Mpa ，该级采用减缩喷嘴，出口截面积A n =52cm 2，计算： ⑴通过喷嘴的蒸汽流量 ⑵若级后蒸汽压力降为p 21=1.12Mpa ，反动度降为Ωm =0.3，则通过喷嘴的流量又是多少？ 答:1):17.9 kg/s; 2):20.5kg/s 第三章 热力分析 3.1汽轮机主要参数 汽轮机类型：600-24.2/566/566 蒸汽初参数 ；024.2p MPa =， 0566t =.0℃ 再热蒸汽参数：冷段压力 4.33in rh p MPa =，冷段温度314.9in rh t =℃： 热段压力 3.90out rh p MPa =，热段温度566.0out rh t =℃。 排气压力：0.00490c p MPa = 。 抽汽及轴封参数见表3-1和表3-2。机械效率、发电机效率分别取为0.99m η=、 0.988g η=。 表3-1 项目 单位 各 段 回 热 抽 汽 参 数 加热器编号 — H1 H2 H3 H4 H5 H6 H7 H8 抽汽压力 j p MPa 5.62 4.33 2.31 1.16 0.438 0.128 0.0619 0.0237 抽汽温度j t ℃ 349.2 314.9 483.9 379.6 261.3 139.8 86.8 63.8 表3-2 项 目 单 位 1sg α 2sg α 3sg α 来 源 高压杆漏汽 低压缸后轴封 漏汽 高中压缸之间漏汽 轴封汽量sg α 0.0006339 0.001038 0.00007958 轴封汽比焓sg h kJ/kg 3396.0 2753.7 2993.7 去 处 H8 SG H2 原则性热力系统图3-1如下： 图 3-1 3.2热平衡法 热平衡式一般有两种写法：一是吸热量=放热量×h η，h η为加热器的效率；另一种方法是流入热量=流出热量。为了在同一系统计算中采用相同的标准，应采用统一的，h η故热平衡式的写法，在同一热力系统计算中也采用同一个方法。 拟定热平衡式时，最好根据需要与简便的原则，选择最合适的热平衡范围。热平衡范围可以是一个加热器或数个加热器，乃至全部加热器，或包括一个水流混合点与加热器组合的整体。 3.2.1 整理原始资料 《汽轮机原理》 一、单项选择题 6.在其他条件不变的情况下，余速利用系数增加，级的轮周效率η u 【 A 】 A. 增大 B. 降低 C. 不变 D. 无法确定 9.在多级汽轮机中重热系数越大，说明【 A 】 A. 各级的损失越大 B. 机械损失越大 C. 轴封漏汽损失越大 D. 排汽阻力损失越大 1.并列运行的机组，同步器的作用是【 C 】A. 改变机组的转速 B. 改变调节系统油压 C. 改变汽轮机功率 D. 减小机组振动 5．多级汽轮机相对内效率降低的不可能原因是（D）。A.余速利用系数降低 B.级内损失增大 C.进排汽损失增大 D.重热系数降低 19.关于喷嘴临界流量，在喷嘴出口面积一定的情况下，请判断下列说法哪个正确：【 C 】 A．喷嘴临界流量只与喷嘴初参数有关B．喷嘴临界流量只与喷嘴终参数有关 C．喷嘴临界流量与喷嘴压力比有关D. 喷嘴临界流量既与喷嘴初参数有关，也与喷嘴终参数有关 13.冲动级动叶入口压力为P 1，出口压力为P 2 ，则P 1 和P 2 有______关系。【 B 】 A. P 1＜P 2 B. P 1 ＞P 2 C. P 1 ＝P 2 D. P 1 =0.5P 2 6.汽轮机的进汽节流损失使得蒸汽入口焓【 C 】A. 增大B. 减小C. 保持不变 D. 以上变化都有可能 14.对于汽轮机的动态特性，下列哪些说法是正确的？【 D 】 A. 转速调节过程中，动态最大转速可以大于危急保安器动作转速 B. 调节系统迟缓的存在，使动态超调量减小 C. 速度变动率δ越小，过渡时间越短 D. 机组功率越大，甩负荷后超速的可能性越大 27.在反动级中，下列哪种说法正确【 C 】A. 蒸汽在喷嘴中理想焓降为零 B. 蒸汽在动叶中理想焓降为零 C. 蒸汽在喷嘴与动叶中的理想焓降相等 D. 蒸汽在喷嘴的理想焓降小于动叶的理想焓降 25.在各自最佳速比下，轮周效率最高的级是【 D 】A. 纯冲动级B.带反动度的冲动级 C.复速级D.反动级 26.蒸汽在喷嘴斜切部分膨胀的条件是【 A 】A. 喷嘴后压力小于临界压力 B. 喷嘴后压力等于临界压力 C. 喷嘴后压力大于临界压力 D. 喷嘴后压力大于喷嘴前压力 12.下列哪个说法是正确的【 C 】A. 喷嘴流量总是随喷嘴出口速度的增大而增大； B. 喷嘴流量不随喷嘴出口速度的增大而增大； C. 喷嘴流量可能随喷嘴出口速度的增大而增大，也可能保持不变； D. 以上说法都不对 8.评价汽轮机热功转换效率的指标为【 C 】A. 循环热效率 B. 汽耗率 C. 汽轮机相对内效率 D. 汽轮机绝对内效率 13.在其它条件不变的情况下，冷却水量越大，则【 A 】A. 凝汽器的真空度越高B. 凝汽器的真空度越低 C. 机组的效率越高 D. 机组的发电量越多 4.两台额定功率相同的并网运行机组A, B所带的负荷相同，机组A的速度变动率小于机组B的速度变动率， 当电网周波下降时，两台机组一次调频后所带功率为P A 和P B ，则【 C 】 第二节汽轮机组热力系统 汽轮机组热力系统主要是由新蒸汽管道及其疏水系统、汽轮机本体疏水系统、汽封系统、主凝结水系统、回热加热系统、真空抽气系统、循环水系统等组成。 一、新蒸汽管道及其疏水系统 由锅炉到汽轮机的全部新蒸汽管道，称为发电厂的新蒸汽管道，其中从隔离汽门到汽轮机的这一段管道成为汽轮机的进汽管道。在汽轮机的进汽管道上通常还连接有供给汽动油泵、抽气器和汽轮机端部轴封等处新蒸汽的管道，汽轮机的进汽管道和这些分支管道以及它们的疏水管构成了汽轮机的新蒸汽管道及其疏水系统。3）在机组启动和低负荷运行时，为了保证除氧器的用汽，必须装设有饱和蒸汽或新蒸汽经减压后供除氧器用的备用汽源。 5）在机组启动、停止和正常运行中，要及时地迅速地把新蒸汽管道及其分支管路中的疏水排走，否则将会引起用汽设备和管道发生故障。这些疏水是： ①隔离汽门前、后的疏水和汽轮机进汽管道疏水。这两处疏水在机组启动暖管和停机时，都是排向地沟的，正常运行中经疏水器可疏至疏水扩容器或疏水箱。 ②汽动油泵用汽排汽管路的凝结水。由于废汽是排入大气的，它的凝结水接触了大气，水质较差，且在机组启、停时才用，运行时间不长，故一般都排入地沟。 ③汽轮机本体疏水。我们通常把汽轮机高压缸疏水、抽汽口疏水、低压缸疏水、抽汽管路上逆止门前后疏水以及轴封管路疏水等，统称为汽轮机本体疏水。这些疏水，由于压力的不同，而引向不同的容器中。高压疏水一般都是汇集在疏水膨胀箱内，在疏水膨胀箱内进行扩容，扩容后的蒸汽由导汽管送至凝汽器的喉部，而凝结水则由注水器（水力喷射器）送入凝汽器的热水井中。低压疏水可直接排入凝汽器。 6）一般中、低压汽轮机的自动主汽门前必须装设汽水分离器。汽水分离器的作用是分离蒸汽中所含的水分，提高进入汽轮机的蒸汽品质。21-1.5型机组的汽水分离器是与隔离汽门装置在一起的，N3-24型机组的汽水分离器是和自动主汽门装置在一起的。 二、凝结水管道系统 蒸汽器热水井中的凝结水，由凝结水泵升压，经过抽气器的冷却器、轴封加热器、低压加热器，然后进入除氧器，其间的所有设备和管道组成了凝结水系统。 凝结水系统的任务是不间断地把凝汽器内的凝结水排出和使主抽气器能够正常地工作，从而保证凝汽器所必须的真空，并尽量收回凝结水，以减少工质损失。 2）汽轮机组在启动和低负荷运行时，为了保证有足够的凝结水量通过抽器冷却器，以保证抽气器的冷却和维持凝汽器热水井水位，在抽气器后的主凝结水管道上装设了一根在循环管，使一部分凝结水可以在凝汽器到抽气器这一段管路内循环。再循环水量的多少，由再循环管上的再循环门来调节。 3）汽轮机在第一次启动及大修后启动时，凝汽器内还无水，这时首先应通过专设的补充水管向凝汽器充水，一般电厂都补充化学软水。机组启动运转正常后，应化验凝结水水质是否合格，若不合格则应通过放水管将凝结水 第二章 多级汽轮机 第一节 多级汽轮机的工作特点 为了满足电力生产日益增长的需要，世界各国都在生产大功率、高效率的汽轮发电机组。要想增大汽轮机的功率，则应增加汽轮机的理想焓降和蒸汽流量。若仍设计成单级汽轮机，则理想焓降增加，将使喷嘴出口速度相应增大，为了保持汽轮机级在最佳速比范围内工作，就必须相应地增加级的圆周速度，而增大圆周速度要受到叶轮和叶片材料强度条件的限制，所以焓降不能无限制地增加；增加级的蒸汽流量，则要增加级通流面积，即增大级的平均直径或叶片高度，同样将受到材料强度的限制。那么提高汽轮机蒸汽初参数和降低背压，既能提高机组循环热效率，又能增大汽轮机功率，但焓降的增加不能仅靠单级来完成，否则，喷嘴出口速度将非常大，为保证级在最佳速比附近工作，又将会出现材料强度所不允许的、极大的圆周速度。因此要增大汽轮机功率、又要保证高效率唯一的途径，就是采用多级汽轮机，其中每一级只利用总焓降的一小部分。 多级汽轮机是由按工作压力高低顺序排列的若干级组成的，常见的多级汽轮机有两种，即多级冲动式汽轮机和多级反动式汽轮机。 图1-8（见文后插页）是东方汽轮机厂生产的300MW 冲动式多级汽轮机的纵剖面图。由图可见，该机组高压缸内有10级（1个单列冲动级作调节级，其余9个为压力级）；中压缸内有6级；低压缸内为对称分流，布置有6×2个压力级。从结构上说，该机组共有28级，但由于蒸汽在低压缸内为对称分流，两部分的工作情况相同，故从热力过程的特点上说，该机组共有22级。 图1-9（见文后插页）为哈尔滨汽轮机厂制造的亚临界600MW 反动式汽轮机纵剖面图。它由1个单列调节级、10个高压反动级、2×9个中压反动级和2×2×7个低压反动级组成，因此从结构上说它有57级，而从热力过程上看，它有27级。 蒸汽进入汽轮机后依次通过各级膨胀作功，压力逐级降低，比体积则不断增大，尤其当压力较低而又进入饱和区后，比体积增加得更快。因此，为了使逐级增大的体积流量顺利通过各级，各级通流面积必须相应逐级扩大，形成向低压部分逐渐扩张的通流部分。 蒸汽在多级汽轮机中膨胀作功过程可以用s h ?图上的热力过程线表示，如图2-1所示。0点是第一级喷嘴前的蒸汽状态点，根据第一级的各项级内损失，可定出第一级的排汽状态点2点(1点是第一级喷嘴后的状态点)，将0′′点与2点之间用一条光滑曲线连起，则得出了第一级的热力过程线。而第二级的进汽状态点又是第一级的排汽状态点，同样可绘出第二级的热力过程线；以此类推，可绘出以后各级的热力过程线。把各级的过程线顺次连接起来就是整个汽轮机的热力过程线。图中为汽轮机的排汽压力，也称为汽轮机的背压，为汽轮机的理想焓降，为汽轮机的有效焓降，从图中可看出，汽轮机的有效焓降等于各级有效焓降之和，即c p t H Δi H Δi H Δi h Δi i h H ΣΔ=Δ。整个汽轮机的内功率等于各级内功率之和。汽轮机的相对内效率为： 第一章绪论 一、单项选择题 1．新蒸汽参数为13.5MPa的汽轮机为（ b ） A．高压汽轮机B．超高压汽轮机 C．亚临界汽轮机D．超临界汽轮机2．型号为N300-16.7/538/538的汽轮机是( B )。 A.一次调整抽汽式汽轮机 B.凝汽式汽轮机 C.背压式汽轮机 D.工业用汽轮机 第一章汽轮机级的工作原理 一、单项选择题 3．在反动级中，下列哪种说法正确?( C ) A.蒸汽在喷嘴中的理想焓降为零 B.蒸汽在动叶中的理想焓降为零 C.蒸汽在喷嘴与动叶中的理想焓降相等 D.蒸汽在喷嘴中的理想焓降小于动叶中的理想焓降 4．下列哪个措施可以减小叶高损失?( A ) A.加长叶片 B.缩短叶片 C.加厚叶片 D.减薄叶片 5．下列哪种措施可以减小级的扇形损失?( C ) A.采用部分进汽 B.采用去湿槽 C.采用扭叶片 D.采用复速级 6．纯冲动级动叶入口压力为P 1，出口压力为P 2 ，则P 1 和P 2 的关系为（ C ） A．P 1 P 2 C．P 1＝P 2 D．P 1 ≥P 2 7．当选定喷嘴和动叶叶型后，影响汽轮机级轮周效率的主要因素( A ) A.余速损失 B.喷嘴能量损失 C.动叶能量损失 D.部分进汽度损失 8．下列哪项损失不属于汽轮机级内损失( A ) A.机械损失 B.鼓风损失 C.叶高损失 D.扇形损失 9．反动级的结构特点是动叶叶型( B )。 A. 与静叶叶型相同 B. 完全对称弯曲 C. 近似对称弯曲 D. 横截面沿汽流方向不发生变化10．当汽轮机的级在( B )情况下工作时，能使余速损失为最小。 A. 最大流量 B. 最佳速度比 C. 部发进汽 D. 全周进汽 1.汽轮机的级是由______组成的。【 C 】 2. 热力系统 2.1 330MW汽轮机本体抽汽及疏水系统 2.1.1 抽汽系统的作用 汽轮机有七级非调节抽汽，一、二、三、四级抽汽分别供四台低压加热器，五级抽汽供汽至除氧器及辅助蒸汽用汽系统，六、七级抽汽供两台高压加热器及一台外置式蒸汽冷却器(六级抽汽经蒸汽冷却器至六号高加)。 抽汽系统具有以下作用： a）加热给水、凝结水以提高循环热效率。 b）提高给水、凝结水温度，降低给水和锅炉管壁之间金属的温度差，减少热冲击。 c）在除氧器内通过加热除氧，除去给水中的氧气和其它不凝结气体。 d）提供辅助蒸汽汽源。 2.1.2 抽汽系统介绍 一段抽汽是从低压缸第4级后引出，穿经凝汽器至#1低压加热器的抽汽管道； 二段抽汽是从低压缸第3级后引出，穿经凝汽器至#2低压加热器的抽汽管道； 三段抽汽是从低压缸第2级后引出，穿经凝汽器至#3低压加热器的抽汽管道； 四段抽汽是从中压缸排汽口引出，至#4低压加热器的抽汽管道； 二、三、四级抽汽管道各装设一个电动隔离阀和一个气动逆止阀。气动逆止阀布置在电动隔离阀之后。电动隔离阀作为防止汽机进水的一级保护，气动逆止阀作为汽机的超速保护并兼作防止汽机进水的二级保护。 五段抽汽是从中压缸第9级后引出，至五级抽汽总管，然后再由总管上引出两路，分别接至除氧器和辅助蒸汽系统； 在五段抽汽至除氧器管道上装设一个电动隔离阀和两个串联的气动逆止阀。装设两个逆止阀是因为除氧器还接有其他汽源，在机组启动、低负荷运行、甩负荷或停机时，其它汽源的蒸汽有可能窜入五段抽汽管道，造成汽机超速的危险性较大。串联装设两个气动逆止阀可起到双重保护作用。 五段抽汽至辅助蒸汽联箱管道上装设一个电动隔离阀和一个气动逆止阀，气动逆止阀亦布置在电动隔离阀之后。电动隔离阀作为防止汽机进水的一级保护，气动逆止阀作为汽机的超速保护并兼作防止汽机进水的二级保护。 正常运行时，除氧器加热蒸汽来自于五段抽汽。辅助蒸汽系统来汽作为启动和备用加热蒸汽。 六段抽汽是从中压缸第5级后引出，先经#6高加外置式蒸汽冷却器（副#6高加）冷却后再至#6高压加热器；六级抽汽管道上各装设一个电动闸阀和两个气动逆止阀。 七段抽汽是从再热冷段引出一路至#7高压加热器的抽汽管道，装设一个电动闸阀和一个气动逆止阀，电动隔离阀作为防止汽机进水的一级保护，气动逆止阀作为汽机的超速保护并兼作防止汽机进水的二级保护。 电动隔离阀和气动逆止阀的布置位置一般尽量靠近汽机抽汽口，以减少在汽机甩负荷时阀前抽汽管道上贮存的蒸汽能量，有利于防止汽机超速。 本系统四台低加、两台高加及六号高加外置式蒸汽冷却器均为立式加热器。七台立式加热器从扩建端至固定端按编号从1号至7号再至蒸汽冷却器顺列布置。七台加热器均布置在A—B框架内，其水室中心线距B排柱中心线6.9米。 除氧器及给水箱布置在运转层12.00米层。 汽轮机各抽汽管道连接储有大量饱和水的各级加热器和除氧器。汽轮机一旦跳闸，其内部压力将衰减，各加热器和除氧器内饱和水将闪蒸，使蒸汽返回汽轮机；此外，五级抽汽管道支管上还接有备用汽源——辅助蒸汽，遇到工况变化或误操作，外来蒸汽将通过五级抽汽管道进入汽轮机；还有，各抽汽管道内滞留的蒸汽也可能因汽轮机内部压力降低返回汽轮机；各种返回汽轮机的蒸汽有可能造成汽轮机超速。 为防止上述蒸汽的返回，除一级抽汽外，其它各级抽汽管道上均串联安装有电动隔离阀和气动逆止阀。一旦汽机跳闸，气动逆止阀和电动隔离阀都关闭。 由于汽轮机上有许多抽汽口，而有可能有水的地方离各抽汽口又很近，各抽汽管道上还接有储水容器——高、低压加热器和除氧器，汽轮机负荷突然变化、给水或凝结水管束破裂以及其他设备故障，误操作等因素，可组合 《汽轮机原理》 目录 第一章汽轮机级的工作原理 第二章多级汽轮机 第三章汽轮机在变动工况下的工作 第四章汽轮机的凝汽设备 第五章汽轮机零件强度与振动 第六章汽轮机调节 模拟试题一 模拟试题二 参考答案 第一章汽轮机级的工作原理 一、单项选择题 1.汽轮机的级是由______组成的。【 C 】 A. 隔板+喷嘴 B. 汽缸+转子 C. 喷嘴+动叶 D. 主轴+叶轮 2.当喷嘴的压力比εn大于临界压力比εcr时，则喷嘴的出口蒸汽流速C1 【 A 】 A. C 1 汽轮机火用分析方法的热力系统计算 前言 在把整个汽轮机装置系统划分成若干个单元的过程中，任何一个单元由于某些因素而引起的微弱变化，都会影响到其它单元。这种引起某单元变化的因素叫做“扰动”。也就是说，某单元局部参量的微小变化(即扰动)，会引起整个系统的“反弹”，但是它不会引起系统所有参数的“反弹”。就汽轮机装置系统而言，系统产生的任何变化，都可归结为扰动后本级或邻近级抽汽量的变化，从而引起汽轮机装置系统及各单元的火用损变化。因此，在对电厂热力系统进行经济性分析时，仅计算出某一工况下各单元火用损失分布还是不够的，还应计算出当某局部参量变化时整个热力系统火用效率变化情况。 1、火用分析方法 与热力系统的能量分析法一样，可以把热力系统中的回热加热器分为疏水放流式和汇集式两类(参见图1和图2)，并把热力系统的参数整理为3类：其一是蒸汽在加热器中的放热火用，用q’表示；其二是疏水在加热器中的放热火用，用y 表示；其三是给水在加热器中的火用升，以r’表示。其计算方法与能量分析法类似。 对疏水式加热器： 对疏水汇集式加热器： 式中，e f、e dj、e sj分别为j级抽汽比火用、加热器疏水比火用和加热器出口水比火用。1．1 抽汽有效火用降的引入 对于抽汽回热系统，某级回热抽汽减少或某小流量进入某加热器“排挤”抽汽量，诸如此类原因使某级加热器抽汽产生变化(一般是抽汽量减少)，如果认为此变化很小而不致引起加热器及热力系统参数变化，那么便可基于等效焓降理论引入放热火用效率来求取某段抽汽量变化时对整个系统火用效率的影响。 为便于分析，定义抽汽的有效火用降，在抽汽减少的情况下表示1kg排挤抽汽做功的增加值；在抽汽量增加时，则表示做功的减少值；用符号Ej来表示。当从靠近凝汽器侧开始，研究各级抽汽有效火用降时，Ej的计算是从排挤l kg抽汽的火用降(e j-e c)ηej中减去某些固定 汽轮机组主要经济技术指标的计算 为了统一汽轮机组主要经济技术指标的计算方法及过程，本章节计算公式选自中华人民国电力行业标准DL/T904—2004《火力发电厂技术经济指标计算方法》和GB/T8117—87《电站汽轮机热力性能验收规程》。 1 凝汽式汽轮机组主要经济技术指标计算 1.1 汽轮机组热耗率及功率计算 a. 非再热机组 试验热耗率： G 0H G H HR0 fw fw N t kJ/kWh 式中G ─主蒸汽流量，kg/h；G fw ─给水流量，kg/h；H ─ 主蒸汽焓值，kJ/kg ；H fw─ 给水焓值，kJ/kg； N t ─实测发电机端功率，kW。 修正后（经二类）的热耗率： HQ HR C Q kJ/kWh 式中C Q─主蒸汽压力、主蒸汽温度、汽机背压对热耗的综合修正系数。修正后的功率： N N t kW p Q 式中K Q ─主蒸汽压力、主蒸汽温度、汽机背压对功率的综合修正系数。 b. 再热机组 试验热耗率：： G 0H G fw H fw G R （H r H 1 ） G J (H r H J) HR N t kJ/kWh 式中G R─高压缸排汽流量，kg/h； G J ─再热减温水流量，kg/h； H r ─再热蒸汽焓值，kJ/kg； K p c ?υ0 p 0?υc k H k H 1─ 高压缸排汽焓值，kJ/kg ； H J ─ 再热减温水焓值，kJ/kg 。 修正后（经二类）的热耗率： HQ HR C Q kJ/kWh 式中 C Q ─ 主蒸汽压力、主蒸汽温度、再热蒸汽温度、再热压损、再热减温水流量及汽 机背压对热耗的综合修正系数。 修正后的功率： N N t kW p Q 式中 K Q ─主蒸汽压力、主蒸汽温度、再热蒸汽温度、再热压损、再热减温水流量及 汽机背压对功率的综合修正系数。 1.2 汽轮机汽耗率计算 a. 试验汽耗率： SR G 0 N t kg/kWh b. 修正后的汽耗率： SR G c kg/kWh c p 式中G c ─修正后的主蒸汽流量，G c G 0 ，kg/h ； p c 、c ─设计主蒸汽压力、主蒸汽比容； p 0、 ─实测主蒸汽压力、主蒸汽比容。 1.3 汽轮机相对效率计算 a. 非再热机组 汽轮机相对效率： H 0 H k 100％ oi 0 - H ' 式中 ' H k ─ 汽轮机等熵排汽焓，kJ/kg ； ─ 汽轮机排汽焓，kJ/kg 。 K N H 第一章 级的工作原理 补1. 已知某喷嘴前的蒸汽参数为p 0=，t 0=500℃，c 0=80m/s ，求：初态滞止状态下的音速和其在喷嘴中达临界时的临界速度c cr 。 解: 由p 0=，t 0=500℃查得: h 0=; s 0= 0002 1 c h h h ?+ =*=+= 查得0*点参数为p 0*=；v 0*= ∴音速a 0*=*0*0 v kp = (或a 0*=*0kRT = ; 或a 0*=* 0)1(h k *-= c cr = * 0*1 2a K += 12题. 假定过热蒸汽作等熵流动,在喷嘴某一截面上汽流速度c=650m/s ，该截面上的音速a=500m/s ，求喷嘴中汽流的临界速度 c cr 为多少。 解: 2 222) 1(212112121cr cr cr cr cr cr c k k c v p k k c h c h -+=+-=+=+ Θ )2 1 1(1)1(222c k a k k c cr +-+-= ∴=522 23题. 汽轮机某级蒸汽压力p 0=，初温t 0=435℃，该级反动度Ωm =，级后压力p 2=，该级采用减缩喷嘴，出口截面积A n =52cm 2，计算： ⑴通过喷嘴的蒸汽流量 ⑵若级后蒸汽压力降为p 21=，反动度降为Ωm =，则通过喷嘴的流量又是多少 答:1): kg/s; 2):s 34题. 国产某机组在设计工况下其末级动叶（渐缩）前的蒸汽 压力p 1=，蒸汽焓值h 1=kg ，动叶出汽角β2=38°，动叶内的焓降为Δh b =kg 。问： ⑴汽流在动叶斜切部分是否膨胀、动叶出口汽流角是多少 ⑵动叶出口的理想相对速度w 2t 是多少 解: 确定初态:由h 1,p 1查图得s 1= 4.23162000 1 211* 1=+ =w h h 由h *1, s 1查图得p 1*=,x 1*= ∴k= ∴临界压力比:5797.0)1 2(1 =+=-k k cr k ε 极限压力比:347.05985.0*5797.0)(sin *1 221===+k k cr d βεε 流动状态判断:由s 1=,h 2t =h 1-Δh b = 查图得p 2= 动叶压力比εb =p 2/p *1= 显然εb ＜ε1d ，即蒸汽在动叶中达极限膨胀，极限背压为p 1d =ε 1d *p 1*= 查焓熵图得：h 2dt =,ρ2dt = 7.511)(22*12=-=∴dt t h h w 查临界压力比处的参数： p 2cr =;h 2cr =ρ2cr = ∴2.371)(22*12=-=cr cr h h w =??=+dt t cr cr w w 2222222sin )sin(ρρβδβ 7102.0)sin(22=+δβ 第一节25MW汽轮机热力计算 一、设计基本参数选择 1. 汽轮机类型 机组型号： N25-3.5/435。 机组形式：单压、单缸单轴凝器式汽轮机。 2. 基本参数 额定功率：P el=25MW； 新蒸汽压力P0=3.5MPa，新蒸汽温度t0=435℃； 凝汽器压力P c=5.1kPa； 汽轮机转速n=3000r/min。 3. 其他参数 给水泵出口压力P fp=6.3MPa； 凝结水泵出口压力P cp=1.2MPa； 机械效率ηm=0.99 发电机效率ηg=0.965 加热器效率ηh=0.98 4. 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，ηri=83% 5. 损失的估算 主汽阀和调节汽阀节流压力损失：ΔP0=0.05P0=0.175Mpa。 排气阻力损失：ΔP c=0.04P c=0.000204MPa=0.204kPa。 二、汽轮机热力过程线的拟定 （1）在h-s图上，根据新蒸汽压力P0=3.5MPa和新蒸汽温度t0=435℃，可确定汽轮机进气状态点0（主汽阀前），并查得该点的比焓值h0=3303.61kJ/kg，比熵s0=6.9593kJ/kg （kg·℃），比体积v0= 0.0897758m3/kg。 （2）在h-s图上，根据初压P0=3.5MPa及主汽阀和调节汽阀节流压力损失ΔP0=0.175Mpa 可以确定调节级前压力p0’= P0-ΔP0=3.325MPa，然后根据p0’与h0的交点可以确定调节级级前状态点1，并查得该点的温度t’0=433.88℃，比熵s’0= 6.9820kJ/kg（kg·℃），比体积v’0= 0.0945239m3/kg。 （3）在h-s图上，根据凝汽器压力P c=0.0051MPa和排气阻力损失ΔP c=0.000204MPa，可以确定排气压力p c’=P c+ΔP c=0.005304MPa。 （4）在h-s图上，根据凝汽器压力P c=0.0051MPa和s0=6.9593kJ/kg（kg·℃）可以确定气缸理想出口状态点2t，并查得该点比焓值h ct=2124.02kJ/kg，温度t ct=33.23℃，比体积v ct=22.6694183 m3/kg，干度x ct=0.8194。由此可以的带汽轮机理想比焓降 1179.59kJ/kg，进而可以确定汽轮机实际比焓降 汽轮机原则性热力系统 根据热力循环的特征，以安全和经济为原则，将汽轮机与锅炉本体由管道、阀门及其辅助设备连接起来，组成发电厂的热力系统。汽轮机热力系统是指主蒸汽、再热蒸汽系统，旁路系统，轴封系统，辅助蒸汽系统和回热抽汽系统等。下面着重介绍主蒸汽系统及旁路系统。 第一节主蒸汽及再热蒸汽系统 锅炉与汽轮机之间的蒸汽管道与通往各用汽点的支管及其附件称为主、再热蒸汽系统。本机组的主蒸汽及再热蒸汽采用单元制连接方式，即一机一炉相配合的连接系统，如图3-1所示。该连接方式结构简单、阀门少、管道短而阻力小，便于自动化的集中控制。 一、主蒸汽系统 主、再热蒸汽管道均为单元双—单—双管制系统，主蒸汽管道上不装设隔断阀，主蒸汽可作为汽动给水泵及轴封在机组启动或低负荷时备用汽源。 主蒸汽从锅炉过热器的两个出口由两根蒸汽管道引出后汇合成一根主蒸汽管道送至汽轮机，再分成两根蒸汽管道进入2只高压自动主汽阀、4只调节阀，然后借助4根导汽管进入高压缸，在高压缸内做功后的蒸汽经过2只高压排汽逆止阀，再经过蒸汽管道（冷段管）回到锅炉的再热器重新加热。经过再热后的蒸汽温度由335℃升高到538℃，压力由3.483MPa 降至3.135MPa，由于主、再热蒸汽流量变化不多蒸汽比容增加将近一倍。再热后蒸汽由两根蒸汽管道引出后汇合成一根再蒸汽管道送至汽轮机，再分成两根蒸汽管道经过2只再热联合汽阀（中压自动主汽阀及中压调节阀的组合）进入中压缸。 它设有两级旁路，I级旁路从高压自动主汽阀前引出，蒸汽经减压减温后排至再热器冷段管，采用给水作为减温水。II级旁路从中压缸自动主汽阀前引出，蒸汽经减压减温后送至凝汽器，用凝结水泵出口的凝结水作为减温水。 带动给水泵的小汽轮机是利用中压缸排汽作为工作汽源（第4段抽汽，下称低压蒸汽）。由于低压蒸汽的参数随主机的负荷降低而降低，当负荷下降至额定负荷的40％时，该汽源已不能满足要求，所以需采用新蒸汽（下称高压蒸汽）作为低负荷的补充汽源或独立汽源。当低压蒸汽的调节阀开足后，高压蒸汽的调节阀才逐步开启，使功率达到新的平衡。 主蒸汽管道上还接出轴封备用及启动供汽管道。 主蒸汽管道设计有通畅的疏水系统，在主蒸汽管道主管末端最低点，去驱动给水泵的小汽轮机的新蒸汽管道的低位点，以及靠近给水泵汽轮机高压主汽阀前，均设有疏水点，每一根疏水管道分别引至凝汽器的热水井。 主蒸汽管道主管及支管的疏水管道上各安装一只疏水阀，不再装设其它隔离阀。疏水阀在机组启动时开启，排除主蒸汽管道内暖管时产生的凝结水，避免汽轮机进水，并可加速暖管时的温升。待机组负荷达到10%时，疏水阀自动关闭；当汽轮机负荷降至10%时或跳闸时，疏水阀自动开启，也可以在单元控制室手动操作。 冷再热蒸汽管道从汽轮机高压缸排汽接出，先由单管引至靠近锅炉再热器处，再分为两根支管接到再热器入口联箱的两个接口上。在再热蒸汽冷段管道上接出2号高压加热器抽汽管道。汽轮机主汽阀及调节汽阀的阀杆漏汽、高压旁路的排汽均送入本系统。 1.2 流体动力学 本节重点：连续性方程与柏努利方程。 难点：柏努利方程应用：正确选取截面及基准面，解决流体流动问题。 1.2.1 流体的流量与流速 1．流量 体积流量 单位时间内流经管道任意截面的流体体积，称为体积流量，以V S 表示，单位为m 3/s 或m 3/h 。 质量流量 单位时间内流经管道任意截面的流体质量，称为质量流量，以m S 表示，单位为kg/s 或kg/h 。 体积流量与质量流量的关系为 ρs s V m = （1-15） 2．流速 平均流速 流速是指单位时间内流体质点在流动方向上所流经的距离。实验发现，流体质点在管道截面上各点的流速并不一致，而是形成某种分布。在工程计算中，为简便起见，常常希望用平均流速表征流体在该截面的流速。定义平均流速为流体的体积流量与管道截面积之比，即 A V u s = (1-16) 单位为m/ s 。习惯上，平均流速简称为流速。 质量流速 单位时间内流经管道单位截面积的流体质量，称为质量流速，以G 表示，单位为kg/（m 2·s ）。 质量流速与流速的关系为 ρρ u A V A m G s s === （1-17） 流量与流速的关系为 GA uA V m s s ===ρρ (1-18) 3.管径的估算 一般化工管道为圆形，若以d 表示管道的内径，则式（1-16）可写成 2 4 d V u s π = 则 u V d s π4= (1-19) 式中，流量一般由生产任务决定，选定流速u 后可用上式估算出管径，再圆整到标准规格。 适宜流速的选择应根据经济核算确定，通常可选用经验数据。通常水及低粘度液体的流速为1～3m/s ，一般常压气体流速为10饱和蒸汽流速为20～40 m/s 等。一般，密度大或粘度大的流体，流速取小一些；对于含有固体杂质的流体，流速宜取得大一些，以避免固体杂质沉积在管道中。 例 某厂要求安装一根输水量为30m 3/h 的管道，试选择一合适的管子。 解：取水在管内的流速为1.8m/s ，由式（1-19）得 mm 77m 077.08 .114.33600 /3044==??== u V d s π 查附录低压流体输送用焊接钢管规格，选用公称直径Dg80（英制3″）的管子，或表示为φ88.5×4mm ，该管子外径为88.5mm ，壁厚为4mm ，则内径为 mm 5.80425.88=?-=d 水在管中的实际流速为 m/s 63.10805.0785.03600 /304 2 2 =?= = d V u S 在适宜流速范围内，所以该管子合适。 1.2.2 定态流动与非定态流动 流体流动系统中，若各截面上的温度、压力、流速等物理量仅随位置变化，而不随时间变化，这种流动称之为定态流动；若流体在各截面上的有关物理量既随位置变化，也随时间变化，则称为非定态流动。 如图1-11所示，（a ）装置液位恒定，因而流速不随时间变化，为定态流动；（b ）装置流动过程中液位不断下降，流速随时间而递减，为非定态流动。 第二章 汽轮机级内能量转换过程 第一节 汽轮机级的基本概念 一 汽 轮 机 的 级 、级内能量转换过程 1，汽轮机的级：是由一组安装在喷嘴汽室或隔板上的静叶栅和一组安装在叶轮上的动叶栅所组成，它是汽轮机作功的最小单元。 2，级内能量转换过程：具有一定压力、温度的蒸汽通过汽轮机的级时，首先在静叶栅通道中得到膨胀加速，将蒸汽的热能转化为高速汽流的动能，然后进入动叶通道，在其中改变方向或者既改变方向同时又膨胀加速，推动叶轮旋转，将高速汽流的动能转变为旋转机械能。 华中科技大学 能源与动力工程学院 3，冲动级：当汽流通过动叶通道时，由于受到动叶通道形状的限制而弯曲被迫改变方向，因而产生离 汽轮机低压转子（含动叶栅） 0* 0' 1 s h 2 p2 p1 p0* p0 Δht* Δhn* Δh’b Δhb 4，反动级：当汽流通过动叶通道时，一方面要改变方向，同时还要膨胀加速，前者会对叶片产生一个冲动力，后 者会对叶片产生一个反作用力，即反动力。蒸汽通过这种级，两种力同时作功。 蒸汽对动叶栅的作用力 二 反 动 度（在第6页补上字母） 为了描述蒸汽通过汽轮机某一级时在动叶通道中的膨胀程度大小，通常用反动度 来描述。反动度 等于蒸汽在动叶通道中膨胀时的焓降 和在整个级的理想焓降 之比，即 (1 - 1) 称为级的平均反动度，即平均直径上 的反动度。蒸汽通过级的热力过程曲线用 图1-3表示。其中， 、 、 分别为喷嘴 前、动叶前、后的蒸汽压力， 为喷嘴前 的滞止压力。 、 和 分别为级的滞 止焓降、喷嘴的滞止焓降、动叶的焓降。 三 冲 动 级 和 反 动 级在第7页补上字母 （一） 冲 动 级 的 三 种 不 同 形 式 1，纯冲动级 说， = 、 = 0 、 = ，蒸汽流出动叶的速度C 具有一定的动能，由于未被利用而损失，称为余速损失，用 表示。 2 ，带反动度的冲动级 = 0.05 0.20 ) ，称为带反动度 的冲动级，它具有作功能力大、效率高的特点。 b n b t b m h h h h h ?+??≈??=Ω* ***)1(t m n h h ?Ω-=?*t m b h h ?Ω=? 0* 0' 1 s h 2 p2 p1 p0* p0 Δht* Δhn* Δh’b Δhb 600MW汽轮机原则性热力系统设计计算 目录 毕业设计............... 错误!未定义书签。内容摘要 (3) 1.本设计得内容有以下几方面： (3) 2.关键词 (3) 一．热力系统 (4) 二．实际机组回热原则性热力系统 (4) 三．汽轮机原则性热力系统 (4) 1.计算目的及基本公式 (5) 1.1计算目的 (5) 1.2计算的基本方式 (6) 2.计算方法和步骤 (7) 3.设计内容 (7) 3.1整理原始资料 (9) 3.2计算回热抽气系数与凝气系数 (9) 回热循环 (10) 3.2.1混合式加热器及其系统的特点 (10) 3.2.2表面式加热器的特点： (11) 3.2.3表面式加热器的端差θ及热经济性 (11) 3.2.4抽气管道压降Δp j及热经济性 (12) 3.2.5蒸汽冷却器及其热经济性 (12) 3.2.6表面式加热器的疏水方式及热经济性 (13) 3.2.7设置疏水冷却段的意义及热经济性指标 (14) 3.2.8除氧器 (18) 3.2.9除氧器的运行及其热经济性分析 (19) 3.2.10除氧器的汽源连接方式及其热经济性 (19) 3.3新汽量D0计算及功率校核 (23) 3.4热经济性的指标计算 (26) 3.5各汽水流量绝对值计算 (27) 致谢 (32) 参考文献 (33) 600MW汽轮机原则性热力系统设计计算 内容摘要 1.本设计得内容有以下几方面： 1）简述热力系统的相关概念； 2）回热循环的的有关内容（其中涉及到混合式加热器、表面式加热器的特点，并对其具有代表性的加热器作以细致描述。表面式加热器的端差、设置疏水冷却段、蒸汽冷却段、疏水方式及热经济性、除氧器的运行及其热经济性分析、除氧器的汽源连接方式及其热经济性） 3）原则性热力系统的一般计算方法 2.关键词 除氧器、高压加热器、低压加热器张吉培300MW汽轮机热力系统方案
600MW凝汽式汽轮机组的热力计算
汽轮机原理习题(作业题答案)
600MW汽轮机汽水热力计算
《汽轮机原理》习题及答案
汽轮机组热力系统..
第二章+多级汽轮机
《汽轮机原理》习题及答案
330MW汽轮机主要热力系统
汽轮机原理习题及答案
汽轮机火用分析方法的热力系统计算
汽轮机组效率及热力系统节能降耗定量分析计算
汽轮机原理习题(作业题答案)
N25-3.5435汽轮机通流部分热力计算
汽轮机原则性热力系统资料
流体动力学
第二章 汽轮机级内能量转换过程
汽轮机600MW汽轮机原则性热力系统设计计算