汽輪機課程設(shè)計

1、汽輪機課程設(shè)計第1章 緒言1.1、變工況計算的意義汽輪機在變工況條件下工作時，沿通流部分各級的蒸汽流量，噴嘴動葉前后的氣溫，汽壓及濕度將偏離設(shè)計值，使零部件的受力情況，軸向推力，效率，出力發(fā)生變化。此外，汽輪機在啟?；蜇?fù)荷劇烈變動時，可能在零部件中產(chǎn)生很大的熱應(yīng)力，引起金屬材料疲勞損傷，影響機組壽命，這種情況，在大型機組上尤為注意。為此常常需要對它們進(jìn)行校核和分析，以保證機組的安全可靠和經(jīng)濟(jì)運行。由于變工況熱力計算能獲得各級的狀態(tài)參數(shù)，理想比焓降，反動度，效率，出力等較詳盡的數(shù)據(jù)，這就為強度分析，推力計算以及了解效率及出力變化提供了科學(xué)的參考依據(jù)。因此，變工況熱力核算常成為了解機組運行情況，預(yù)

2、測設(shè)備系統(tǒng)改進(jìn)所產(chǎn)生的效果，乃至分析事故原因的重要手段。1.2、變工況數(shù)值計算的方法與特點1.2.1、方法汽輪機整機的熱力計算是建立在單級核算的基礎(chǔ)上的。目前，在變工況計算中，根據(jù)不同的給定原始條件，單級的詳細(xì)熱力核算可分為順序計算和倒序計算兩種基本方法，此外還有將倒序和順序結(jié)合起來的混合算法。1.2.2、特點順序算法以給定的級前狀態(tài)為起點，由前向后計算;倒序算法則以給定的級后狀態(tài)為起點，由后向前計算?；旌纤惴ㄖ校考壎及舾奢喯仁堑剐蚝笫琼樞虻幕旌嫌嬎悖挥挟?dāng)?shù)剐蚺c順序的計算結(jié)果相符合時，級的核算才可以結(jié)束，然后逐級向前推進(jìn)。三種方法都建立在噴嘴和動葉出口截面連續(xù)性方程和單級工作原理的基礎(chǔ)

3、上，并且計算時，級流量和幾何尺寸是已知的。與此相對應(yīng)，單級的數(shù)值計算也有順序，倒序和混合三種算法。汽輪機在級在偏離設(shè)計工況工作時，在許多情況下，常常已知級后的壓力以及流量，此時采用以級后狀態(tài)為起點的倒序算法較為方便。這種情況常出現(xiàn)在凝汽式和被壓式機組的末級或是抽汽機組抽汽點前面的壓力級，也可能出現(xiàn)在通流部分被拆除級前面的壓力級，由于凝汽器內(nèi)的壓力或是抽汽壓力或是被壓發(fā)生變化，需要對其級前的功率，效率進(jìn)行校核。在另外一些情況下，則可能已知級前的狀態(tài)與級流量，此時應(yīng)采用以級前狀態(tài)為起點的順序算法比較方便，例如通過計算得到或通過實驗測得調(diào)節(jié)級室的壓力和溫度，因此壓力級組前的狀態(tài)是已知的，在此情況下，

4、對壓力級的校核就應(yīng)采用順序算法。第2章 特定冷端條件下的設(shè)計工況熱力計算2.1、原始資料，機組的基本參數(shù) 原始資料包括：機組的類型、基本參數(shù)、熱力系統(tǒng)、閥桿與軸封數(shù)據(jù)，加熱汽水參數(shù)表及其他參數(shù)。2.1.1、機組的類型機組型號：N50-8.82/535.機組形式：高壓、單缸單軸凝汽式汽輪機。2.1.2、基本參數(shù)名稱設(shè)計負(fù)荷下的參數(shù)名稱設(shè)計負(fù)荷下的參數(shù)額定功率Pel=50MW調(diào)節(jié)級形式單列調(diào)節(jié)級新蒸汽壓力P0=8.82MPa調(diào)節(jié)級的比焓降112kJ/kg新蒸汽溫度t0=535調(diào)節(jié)級速比xa=0.364凝汽器壓力Pc=5.5kPa調(diào)節(jié)級平均直徑dm=1100mm汽輪機轉(zhuǎn)速n=3000r/min調(diào)節(jié)級

5、反動度m=0.075回?zé)岢槠墧?shù)兩高、四低、一除氧部分進(jìn)汽度e=0.3328給水溫度tfw=217噴嘴汽流出汽角1=12.9°工作壓力pd=0.588MPa動葉汽流出汽角2=19.7°2.1.3、熱力系統(tǒng)（1） 50MW機組熱力過程線（2） 、具有給水回?zé)岬臒崃ο到y(tǒng)圖 （3） 、N50-8.83/535型汽輪機回?zé)嵯到y(tǒng)示意圖（4） 、50MW汽輪機軸封系統(tǒng)圖 2.1.4、閥桿與軸封數(shù)據(jù)（1） 主汽閥和調(diào)節(jié)汽閥閥桿數(shù)據(jù)項目符號單位主汽閥調(diào)節(jié)汽閥1段2段3段1段2段3段閥桿數(shù)z14閥桿直徑dvcm3.43.6徑向間隙rcm0.020.02間隙面積Avcm²0.2140

6、.227分段長度lcm²41.8115.833.343.8（2） 軸封數(shù)據(jù)項目符號單位前軸封后軸封1段2段3段4段5段6段1段2段3段軸封直徑d1cm3.43.655.345.8徑向間隙1cm0.050.05軸封齒數(shù)z78361012962.1.5加熱器汽水參數(shù)表項目單位H1H2H3（HD)H4H5H6H7SGC回?zé)岢槠槠麎毫jMPa2.621.490.9760.4640.1810.0850.0430.0950.0055抽汽溫度tj（干度xj）3873192721960.9970.9580.932抽泣比焓值hjkJ/kg3208.683080.532992.152849.2226

7、95.042564.192473.342737.51抽汽壓損pj88408888加熱器汽側(cè)壓力pj´MPa2.41041.37080.5880.426880.166520.065320.03284pj´下的飽和水溫tbj222.01194.06158145.97114.5288.1271.19pj´下飽和水比焓hbjkJ/kg953.01825.73667.08614.88480.5369.06298411.42抽汽放熱qjkJ/kg2360.162369.742325.072234.342214.542195.132175.342326.09疏水上端差j5505

8、555下端差j´1010疏水溫度tsj199.06168疏水比焓hsjkJ/kg848.52710.79疏水放熱jkJ/kg137.7343.71134.38111.4471.06水側(cè)加熱器出口水溫twj217.01189.06158141.25110.0883.9667.3135.534.4加熱器水側(cè)壓力pwMPa13.7313.730.5881.331.331.331.331.33加熱器出口水比焓hwjkJ/kg933.55809.35674.77/667.08595.16462.55352.59282.85150.09144.17給水比焓升jkJ/kg124.2134.5873

9、.1133.78111.1470.92141.165.382.1.6其他參數(shù)給水泵出口壓力pfp=13.73MPa；凝結(jié)水泵出口壓力pcp=1.33MPa；機械效率m=0.98；加熱器效率h=0.98。汽輪機的相對內(nèi)效率主汽閥和調(diào)節(jié)汽閥節(jié)流壓力損失。排氣阻力損失。2.2、閥桿漏汽量與軸封漏汽量計算汽輪機進(jìn)汽量 設(shè)m=1.15，機械效率m=0.98，發(fā)電機效率g=0.98，汽輪機漏汽量D0=3%D0，額定功率Pel=50MW,則： =3.6×50000/(1191.7×0.98×0.98)+0.03D0 =186.46t/h 該機組有一個主汽閥和4個調(diào)節(jié)汽閥，閥桿漏

10、汽大部分漏到除氧器中，另外一少部分通過真空管道被射汽抽汽器吸入軸封冷卻器。2.2.1、主汽閥閥桿漏汽量的計算主汽閥桿間隙面積；第1段閥桿漏汽系數(shù)；第1段閥桿前蒸汽參數(shù)為，。則主汽閥桿漏汽量。第2段閥桿漏汽系數(shù)；第2段閥桿前蒸汽參數(shù)為，。則流經(jīng)第2段閥桿漏汽量。2.2.2、調(diào)節(jié)汽閥閥桿漏汽主汽閥桿間隙面積；第1段閥桿漏汽系數(shù)；第1段閥桿前蒸汽參數(shù)為，。則調(diào)節(jié)汽閥桿漏汽量。第2段閥桿漏汽系數(shù)；第2段閥桿前蒸汽參數(shù)為，。則流經(jīng)第2段閥桿漏汽量。根據(jù)主汽閥桿和調(diào)節(jié)汽閥閥桿的漏汽計算，可得閥桿總漏汽量；軸封冷卻器回收閥桿漏汽其余除氧器回收。2.2.3、前軸封漏汽軸封1、2、3段間隙面積；第1段軸封前蒸汽

11、參數(shù)為，（調(diào)節(jié)級噴嘴后參數(shù)）。第1段軸封后蒸汽參數(shù)為。判別系數(shù)則前軸封漏汽量；第2段軸封前蒸汽參數(shù)為，。第2段軸封后蒸汽參數(shù)為。判別系數(shù)則前軸封漏汽量；第3段軸封前蒸汽參數(shù)為，。第3段軸封后蒸汽參數(shù)為。判別系數(shù)則前軸封漏汽量；軸封4、5、6段間隙面積：；第4段軸封前蒸汽參數(shù)為，。第4段軸封后蒸汽參數(shù)為。判別系數(shù)第4段軸封流經(jīng)蒸汽量；第5段軸封前蒸汽參數(shù)為，。第5段軸封后蒸汽參數(shù)為。判別系數(shù)第5段軸封流經(jīng)蒸汽量。2.2.4、后軸封漏汽軸封1、2段間隙面積；第1段軸封前蒸汽參數(shù)為，。第1段軸封后蒸汽參數(shù)為。判別系數(shù)第1段軸封流經(jīng)蒸汽量；第2段軸封前蒸汽參數(shù)為，。第2段軸封后蒸汽參數(shù)為。判別系數(shù)第2

12、段軸封流經(jīng)蒸汽量。由上面計算可得：閥桿漏汽量除氧器回收前軸封漏汽量流到2號高壓加熱器的蒸汽量流到5號低壓加熱器的蒸汽量流到7號低壓加熱器的蒸汽量均壓箱向前軸封供汽量;均壓箱向后軸封供汽量;均壓箱總供汽量軸封冷卻器回收前軸封漏汽量軸封冷卻器回收后軸封漏汽量軸封冷卻器總回收2.3、汽輪機各部分汽水流量a. 1號高壓加熱器。1號高壓加熱器熱平衡圖如下熱平衡圖所示。根據(jù)表面式加熱器熱平衡原理可列出方程 b. 2號高壓加熱器。2號高壓加熱器熱平衡圖如上的熱平衡圖所示。根據(jù)表面式加熱器熱平衡原理可列出方程 = =0.03687c. 除氧器。除氧器熱平衡圖如下的熱平衡圖所示。根據(jù)混合式加熱器熱平衡原理可列出

13、方程 =0.01820 =1-(0.0537+0.03687+0.01767+0.0148+0.0061) =0.87086 d. 4號低壓加熱器。4號低壓加熱器熱平衡圖如上的熱平衡圖所示。根據(jù)表面式加熱器熱平衡原理可列出方程 = e. 5號低壓加熱器。5號低壓加熱器熱平衡圖如下的熱平衡圖所示。根據(jù)表面式加熱器熱平衡原理可列出方程 =0.03345f. 6號低壓加熱器和7號低壓加熱器。6、7號低壓加熱器熱平衡圖如下的熱平衡圖所示。根據(jù)混合點及表面式加熱器熱平衡原理可列出方程 6號低壓加熱器及混合點 由 則 （2564.19-369.06+298-282.85）+0.09316×（48

14、0.5-369.06+298-282.85）+0.0026(298-282.85)+(298-282.85)=0.87086×(352.59-282.85)/0.98 7號低壓加熱器 由 則 （2473.34-298+282.85-150.09）+0.09316×（369.06-298+282.85-150.09）+(369.06-298+282.85-150.09）+0.0026（3205.25-298+282.85-150.09）=0.87086×（282.85-150.09）/0.98聯(lián)立求解上述方程，得到 =0.01786，=0.03789， =0.708

15、222.4、調(diào)節(jié)級詳細(xì)計算2.4.1、噴嘴部分的計算（1）、調(diào)節(jié)級進(jìn)口參數(shù)及調(diào)節(jié)級的滯止理想比焓降h0t。調(diào)節(jié)級進(jìn)口參數(shù)即為高壓缸進(jìn)口參數(shù)，由于進(jìn)入調(diào)節(jié)級的汽流速度很小，可以近似認(rèn)為滯止參數(shù)與進(jìn)口參數(shù)相等。由熱力過程線的確定步驟可得： ，由前面選取其理想比焓降為 。（2）、調(diào)節(jié)級進(jìn)汽量 則調(diào)節(jié)級噴嘴流量（3）、平均反動度，由原始資料可知。 （4）、噴嘴的滯止理想比焓降h0n=(1-m)h0t=(1-0.075)*110=101.75kJ/kg（5）、噴嘴出口汽流速度其中 -噴嘴速度系數(shù)，取0.97。（6）、噴嘴出口等比熵出口參數(shù)h1t、v1t、p1。由h0T和h0n求出噴嘴出口理想比焓降h1t

16、=h0T-h0n=3476.75-101.75=3375kJ/kg。該過程為等比熵膨脹過程，由h1t=3375kJ/kg、s0T=6.8042kJ/(kg·)查水蒸氣h-s圖得出口比體積v1t=0.052982m3/kg，噴嘴出口壓力p1=6.2141MPa。（7）、噴嘴壓比由此可知，噴嘴中為亞音速汽流，采用減縮噴嘴，選取噴嘴型號為TC-1A、=12.9°、sin1=0.2606.（8）、噴嘴出口面積An。噴嘴中是亞音速流動，故（9）、級的假想速度（10）、級的圓周速度（11）、噴嘴高度（12）、噴嘴損失hn=（1-2）h0n=（1-0.972）×101.75=6

17、.013kJ/kg（13）、噴嘴出口比焓值h1=h1t+hn=3375+6.013=3381.013kJ/kg由h1、p1查得s1=6.8122kJ/（kg*K),v1=0.0531993m3/kg（14）、求動葉進(jìn)口汽流相對速度w1和進(jìn)汽角1 = =273.87m/s=20.9°2.4.2、動葉部分計算（1）、動葉出口相對速度w2t和w2=302.5m/sw2=w2t=0.925×302.5=278.3m/s式中 -動葉速度系數(shù)，由與m、w2t的關(guān)系曲線查得=0.925.（2）、動葉等比熵出口參數(shù)h2t與v2t由h2t，s1=6.8122kJ/（kg·K),查得

18、v2t=0.0542553m3/kg，動葉出口壓力p2=6.05998MPa.（3）、動葉出口面積Ab=（4）、動葉高度lb。lb=ln+t+r=24+1+1=25mm（5）、作動葉出口速度三角形。由、u確定速度三角形 = （6） 動葉損失（7） 動葉出口比焓值 由、查得，（8） 余速損失 (9)輪周損失 （10） 輪周有效比焓降 hu=ht0-hu=110-21.2=88.8kJ/kg(11)輪周效率。調(diào)節(jié)級后余速不可利用，系數(shù)為 (12)校核輪周效率u =170.7×（437.6×0.9748+130.9×0.7009） =88.39kJ/kg ，誤差在允許范

19、圍內(nèi)。2.4.3、級內(nèi)其他損失的計算（1）、葉高損失 =×88.8=4.633kJ/ka- 經(jīng)驗系數(shù)，單列級a=1.2。（2）、扇形損失=0.7=0.7×()2×(110-8.57)=0.035kJ/kg（3）、葉輪摩擦損失由前面，v1=0.0531993m3/kg，v2=0.0545011 m3/kgV=0.0538502m³/kg=1.2*(170.7/100)3×(1100×10-3)2/0.0538502=134.12kW =kJ/kg式中K1-經(jīng)驗系數(shù)，一般取K1=1.01.3.（4）、部分進(jìn)汽損失鼓風(fēng)損失 =(1-e-)=

20、0.15*(1-0.3328)*0.3643=0.0145斥汽損失 =0.012* =0.0477故有=+=0.0145+0.0477=0.0622所以=11×0.0622=6.842kJ/kg（5）級內(nèi)各項損失之和hkJ/kg（6）下一級入口參數(shù) =+h=3379.4+8.57+14.297=3402.267kJ/kg由，P2查得s2=6.8511kJ/（kg·k），v2=0.055346m3/kg，t2=491.622.4.4、級效率與內(nèi)功率的計算（1） 級的有效比焓降（2） 級效率 （3） 級的內(nèi)功率 2.5、壓力級計算 取第一級和最末級進(jìn)行詳細(xì)熱力計算，計算過程同調(diào)

21、節(jié)節(jié)詳細(xì)計算，結(jié)果如下表所示項目符號單位調(diào)節(jié)級第一壓力級末級蒸汽流量Gkg/s51.7950.2835.93噴嘴平均直徑dnmm11009972007動葉平均直徑dbmm11009972007級前壓力p0MPa8.326.059980.022級前溫度/干度to/xo533.1491.662.2級前速度Com/s00164級前比焓值h0kJ/kg3476.83401.72426.9圓周速度µm/s170.7156.61315.26理想比焓降htkJ/kg11051.2321162.92理想速度Cam/s469320.1593.92假想速比xa0.3640.4890.552反動度m0.0

22、750.07350.574利用上級余速動能hcokJ/kg0013.448噴嘴滯止比焓降honkJ/kg101.7547.4775.13噴嘴出口理想速度c1tm/s451.11308.11387.64噴嘴速度系數(shù)0.970.970.97噴嘴出口實際速度c1m/s437.58298.87376.01噴嘴損失honkJ/kg6.012.814.44噴嘴后壓力p1MPa6.21415.230.014噴嘴后溫度/干度t1/x1483468.30.899噴嘴出口理想比體積v1tm3/kg0.0530.061969.5791噴嘴出口截面積Anm20.005830.0094851.3210噴嘴出汽角1(&#

23、186;)12.910.7518.33噴嘴高度lnmm2316418部分進(jìn)汽度e0.332811動葉進(jìn)口相對速度w1m/s273.87147.92125.38相對于w1的比焓降hw1kJ/kg37.510.947.86動葉滯止比焓降hobkJ/kg45.7514.7109.1動葉出口理想速度w2tm/s302.5171.5467.11動葉速度系數(shù)0.9250.93550.95動也損失hbkJ/kg6.61.83610.64動葉出口相對速度w2m/s278.3160.44443.75動葉出口絕對速度c2m/s130.949.44247.71余速損失hc2kJ/kg8.571.2230.68動葉后

24、壓力p2MPa6.065.1870.00478動葉后溫度/干度t2/x2481.6467.20.874動葉出口比體積v2m3/kg0.054260.062619.446動葉出口面積Abm20.0087340.0173372.2750動葉出汽角2(º)19.717.8932.89動葉高度lbmm2518.5423級理想能量EokJ/kg11050176.4輪周有效比焓降hukJ/kg88.845.4130.6輪周功率pukW4278.662131.424261.87輪周效率u80.7390.7274.6葉高損失hlkJ/kg4.633.40.375葉輪摩擦損失hfkJ/kg2.591.

25、470.29部分進(jìn)汽損失hekJ/kg6.84200漏氣損失hkJ/kg01.0160.127濕汽損失hxkJ/kg0013.7442級內(nèi)有效比焓降hikJ/kg74.539.37110.69級相對內(nèi)效率i67.7378.7362.76級的內(nèi)功率pikW3858.511979.773977.14§2.6熱經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)計算2.6.1、汽輪機汽耗量計算及校核(1)、 做功不足系數(shù)的計算 (2)、 汽輪機的汽耗量計算及校核 合理 (3)、 汽輪機功率核算 合理2.6.2、汽輪機熱耗量Q0、熱耗率q0 2.6.3、絕對電效率a,el §2.7軸向推力計算及安全性核算2.7.1、調(diào)節(jié)級

26、軸向推力計算（1）計算葉根反動度r r=m=0.075（2）求葉片受到的軸向推力其中e=0.3328, lb=0.0247m,(p0-p2)=2.315MPa,代入后，F(xiàn)zl=4932.14N。即：調(diào)節(jié)級受到的軸向推力為4932.14N。、末級軸向推力計算（1）計算葉根反動度r 以末級進(jìn)行計算其中m=0.574,rm【=1m,rr=0.6675m，1m=18º20,代入后得r=0.0036。附表B-5中r=0.4%（2）求葉片受到的軸向推力其中l(wèi)b=0.665.m,(p0-p2)=0.0088MPa,代入后，F(xiàn)zl=21105.5N。（3）求當(dāng)量隔板漏氣面積其中dp=0.745m,p

27、=0.0005m,Zp=3,代入后=675mm2。（4）求葉根齒隙面積 式中：dr=1335mm, z=7.8mm, 代入得 =32696.82 mm2，附表中=32712mm2。（5）求q q=2.18（6）求葉輪反動度d （7）求Pd 式中：p2=0.00461MPa, (p0-p2)=0.0088MPa, 代入得Pd=4.68kPa。（8）求輪盤面積Ad 式中：dr=978mm, dp=590mm, 代入得Ad=963352mm2（9）求輪盤軸向推力Fz2 式中：Ad=477581mm2，pd-p2=6.7-6=0.8kPa，代入得Fz2=83.5N（10）作用在轉(zhuǎn)子軸肩的推力（11）綜

28、上作用在末級的力F=21105.5+83.5-478.3=20710.6N、中間級軸向推力計算（1）計算葉根反動度r 以17級進(jìn)行計算其中m=0.34,rm【=0.602m,rr=0.5325m，1m=12º34,代入后得r=0.165。附表B-5中r=15.6（2）求葉片受到的軸向推力其中l(wèi)b=0.139.m,(p0-p2)=0.0725MPa,代入后，F(xiàn)zl=12960.09191N。（3）求當(dāng)量隔板漏氣面積其中dp=0.59m,p=0.0005m,Zp=5,代入后=457mm2。（4）求葉根齒隙面積 式中：dr=1065mm, z=2mm, 代入得 =6692.2 mm2（5）

29、求q q=0.4（6）求葉輪反動度d （7）求Pd 式中：p2=0.1835MPa, (p0-p2)=0.0725MPa, 代入得Pd=0.188285kPa。（8）求輪盤面積Ad 式中：dr=1065mm, dp=590mm, 代入得Ad=617421mm2（9）求輪盤軸向推力Fz2 式中：Ad=617421mm2，pd-p2=6.7-6=0.8kPa，代入得Fz2=2954.3N（10）綜上作用在中間級級的力F=12960.1+2954.3=15914.4N2.7.4 、設(shè)計工況安全性核算（1）總的葉片軸向力Fz1Fz1=4932.14+20710.6+14*12960.09191=207

30、084.03N（2）總的葉輪軸向力Fz2 Fz2=0+0+24*2954.3=70903.2N（3）總的轉(zhuǎn)子軸向力Fz3Fz3=-150235N（4）總的各級軸向力FzFz=207084.03+70903.2-150235 =129421.66N（5）安全系數(shù)n =1.50991第3章 變工況核算§3.1變工況調(diào)節(jié)級詳細(xì)計算90%工況汽輪機進(jìn)汽量 設(shè)m=1.15，機械效率m=0.98，發(fā)電機效率g=0.98，汽輪機漏汽量D0=3%D0，設(shè)計功率Pel=45MW,則： =3.6×45000/(1191.7×0.98×0.98)+0.03D0 =167.81

31、t/h 通過全部氣門的流量 第一個汽門全開時： 第二個汽門全開時： 第三個汽門全開時： 第四個汽門全開時： 取通過第一、二、三個汽門全開 第四汽門開啟3.1.1、噴嘴部分的計算（1） 、調(diào)節(jié)級進(jìn)汽量 則調(diào)節(jié)級噴嘴流量（2） 、反動度（3） 、調(diào)節(jié)級理想焓降 根據(jù)設(shè)計負(fù)荷中的，p1=6.2141MPa和等比熵膨脹過程得 變工況后的噴嘴出口壓力 由，h1t=h0T-h0n查h-s圖得 則（4）、噴嘴出口汽流速度 （5） 、噴嘴壓比 由此可知，噴嘴中為亞音速汽流，采用減縮噴嘴，選取噴嘴型號為TC-1A、=12.9°、sin1=0.2606.（6）、級的圓周速度（7）、噴嘴損失 hn=（1-

32、2）h0n=（1-0.972）×113.45=6.705kJ/kg（8）、噴嘴出口比焓值 h1=h1t+hn=3363.30+6.705=3370.005kJ/kg 由h1、p1查得s1=6.8154487kJ/（kg*K),v1=0.0547995m3/kg（9）、求動葉進(jìn)口汽流相對速度w1和進(jìn)汽角1 = =298.05m/s3.1.2、動葉部分計算（1）、動葉出口相對速度w2t和w2=327.5m/sw2=w2t=0.920×327.5=301.3m/s（2）、動葉等比熵出口參數(shù)h2t與v2t由h2t，s1=6.8154487kJ/（kg·K),查得v2t=0

33、.0560321649m3/kg，動葉出口壓力p2=5.8016775MPa.（3） 、出口速度 = （4）、動葉損失（5）、動葉出口比焓值 由、查得，（6）、余速損失 （7）、輪周損失 （8）、輪周有效比焓降 hu=ht0-hu=123-26.5=96.5kJ/kg（9）、輪周效率。調(diào)節(jié)級后余速不可利用，系數(shù)為 （10）、校核輪周效率u =170.7×（462×0.9748+151.9×0.7431） =96.14kJ/kg ，誤差在允許范圍內(nèi)。3.1.3、級內(nèi)其他損失（1）、葉高損失 =×96.5=5.035kJ/kb- 經(jīng)驗系數(shù)，單列級a=1.2。

34、（2）、扇形損失=0.7=0.7×()2×(123-11.54)=0.039kJ/kg（3）、葉輪摩擦損失由前面，v1=0.0547995m3/kg，v2=0.05635624 m3/kgV=0.0555779m³/kg= = 式中K1-經(jīng)驗系數(shù)，一般取K1=1.01.3.（4）、部分進(jìn)汽損失 由=+=0.0145+0.0477=0.0622 所以=123×0.0622=7.651kJ/kg（5）級內(nèi)各項損失之和hkJ/kg（6）下一級入口參數(shù) =+h=3369.02+11.54+15.535=3396.095kJ/kg由，P2查得s2=6.862364

35、kJ/（kg·k），v2=0.057411m3/kg，t2=487.913.1.4、級效率與內(nèi)功率的計算（1）、級的有效比焓降（2）、級效率 （3）、級的內(nèi)功率 §3.2變工況末級詳細(xì)計算3.2.1、末級的原始數(shù)據(jù)噴嘴平均直徑dnmm2007噴嘴高度lnmm418動葉平均直徑dbmm2007動葉高度lbmm423噴嘴出汽角a1 °18.33動葉出汽角2°32.89隔板軸封面積ApCm211.775隔板軸封齒數(shù)zp3噴嘴出口截面積Anm21.3210動葉出口截面積Abm22.27503.2.2、 90%工況下末級的參數(shù)流量G0Kg/s30.75級后壓力P2

36、MPa0.0045級后蒸汽干度X20.8723.2.3、末級倒序詳細(xì)核算（1） 根據(jù)設(shè)計工況下級內(nèi)各損失估取變工況下的級內(nèi)各損失噴嘴損失kJ/kg4.52動葉損失kJ/kg7.268葉高損失kJ/kg0.42隔板漏汽損失kJ/kg0.05濕汽損失kJ/kg0.4葉輪摩擦損失kJ/kg0.20余速損失kJ/kg19.86（2） 變工況后末級各參數(shù)的計算由變工況末級參數(shù)表知變工況后末級的流量為G1=30.75kg/s; 根據(jù)設(shè)計工況下冷端參數(shù)得變工況下冷端背壓的參數(shù)（按等熵過程）有設(shè)計工況的級后壓力=0.00478MPa和級后干度=0.874查得=7.41052 kJ/(kg.)。則由=0.004

37、5MPa與=7.41052 kJ/(kg.)查得；末級動葉出口蒸汽的比焓值=2247.14kJ/kg末級動葉出口蒸汽的干度=0.872，末級動葉出口蒸汽比體積=27.134m3/kg；末級動葉出口蒸汽比熵=7.41052 kJ/(kg.)。 由上損失表可知總損失（除了噴嘴損失）為： + =19.86+0.2+0.4+0.05+0.42+7.268 =28.198kJ/kg式中1余速利用系數(shù)，對于末級1=0由點2沿等壓線向下移動，得到動葉出口理想蒸汽比焓值 =-=2218.942kJ/kg根據(jù)和查焓溫表得到末級動葉出口狀態(tài)點3的蒸汽理想?yún)?shù)=26.77236m3/kg;=7.31782kJ/(k

38、g*°C);=0.8603根據(jù)1-=1-0.8603=0.1397及設(shè)計工況末級平均反動度=0.574查附圖A-2得到=1.021又由=1.035+0.1x=1.035+0.1*=1.035+0.1*0.8566=1.12066判斷末級動葉出口蒸汽流速是否達(dá)到臨界流速動葉出口馬赫數(shù)=0.965 所以末級動葉出口蒸汽流速為亞音速葉頂漏汽很小，可以忽略不計，所以經(jīng)過動葉的蒸汽流量近似的等于G1即用動葉出口的連續(xù)方程計算動葉出口相對速度 =366.8m/s式中 -動葉喉部截面積末級動葉的圓周速度=315.26m/s由動葉出口速度三角形算出動葉出口的絕度速度 = =199.3m/s所以末級動

39、葉余速損失=19.86kJ/kg與估取的數(shù)相差很小所以比較準(zhǔn)確不必重新估取。末級動葉的速度系數(shù)取0.95末級動葉損失=7.268kJ/kg與估取的很相近，為允許誤差范圍內(nèi)，所以不必重新估取。末級動葉的理想滯止比焓=74.54kJ/kg由末級動葉出口蒸汽理想比熵=7.288，以及動葉出口理想焓值可以確定末級動葉進(jìn)口滯止焓值即動葉進(jìn)口滯止?fàn)顟B(tài)點的參數(shù)末級動葉進(jìn)口滯止焓值=+=74.54+2209.97=2284.51kJ/kg根據(jù)和查焓溫表得末級動葉進(jìn)口滯止點的滯止壓力=0.00765MPa動葉的理想比焓降=取=0.33=67.213kJ/kg由末級動葉出口理想點3等熵增加可以確定末級動葉進(jìn)口點4

40、的比焓值所以末級動葉進(jìn)口比焓值=+=2209.97+67.213=2277.183kJ/kg由末級動葉進(jìn)口比焓值和動葉出口理想點3的比熵查焓熵表得到末級動葉進(jìn)口狀態(tài)點4的蒸汽壓力=0.00721MPa由于級組內(nèi)達(dá)到臨界流動，首先是末級達(dá)到臨界，所以末級為壓臨界流動，其他級都為壓臨界流動。假設(shè)噴嘴出口蒸汽為亞音速，則蒸汽在噴嘴的斜切部分沒有繼續(xù)膨脹，噴嘴斜切部分只起到導(dǎo)流作用，所以蒸汽在噴嘴斜切部分沒有偏轉(zhuǎn)即=0°由于=0°，所以=0kJ/kg，所以噴嘴出口（狀態(tài)點5）的比焓值與動葉進(jìn)口比焓值相同，即由和查焓溫表可以確定末級噴嘴出口點5的蒸汽比體積 =17.49784m3/k

41、g計算隔板的軸封漏汽量。在完成了級參數(shù)的核算后，還需要計算隔板軸封漏汽量，一邊修正末級噴嘴汽道中的蒸汽流量。 =3.14*0.75*0.0005=0.0011775 =0.015825kg/s式中 隔板汽封間隙面積；汽封齒處平均直徑 隔板汽封間隙；汽封高低齒齒數(shù)，若為平齒，則應(yīng)加以修正。用末級噴嘴出口連續(xù)方程計算噴嘴出口絕對速度 =30.75-0.015825=30.734kg/s =379.345m/s由確定末級噴嘴損失=4.519kJ/kg式中 噴嘴損系數(shù)，取0.97沿著等壓線向下減少得到末級噴嘴出口理想狀態(tài)點6的比焓值即=2277.183-4.519=2272.664kJ/kg所以根據(jù)和

42、查焓熵表可以確定噴嘴出口理想狀態(tài)點6的蒸汽的比熵和比體積：=16.26995m3/kg;=7.3037kJ/(kg*°C)判斷末級噴嘴出口蒸汽流速是否達(dá)到臨界噴嘴馬赫數(shù) =0.986<1所以末級噴嘴出口蒸汽的流速為亞音速，所以與假設(shè)相同，所以假設(shè)是正確的，末級噴嘴出口蒸汽為亞音速則在噴嘴的斜切部分沒有繼續(xù)膨脹，噴嘴斜切部分只起到導(dǎo)流作用，所以蒸汽在斜切部分的偏轉(zhuǎn)角=0°由于圓周速度u=315.26m/s所以由、和確定=127.448m/s由速度三角形可以確定末級噴嘴出汽角 =0.352所以=69.4°確定末級噴嘴的滯止理想比焓降=76.47kJ/kg從末級噴

43、嘴出口理想狀態(tài)點6等比熵向上得到末級進(jìn)口滯止?fàn)顟B(tài)點比焓值=2272.664+76.47=2349.134kJ/kg由末級進(jìn)口滯止?fàn)顟B(tài)點的比焓值和末級噴嘴出口理想狀態(tài)點6的比熵查焓溫表得到末級進(jìn)口滯止?fàn)顟B(tài)點的壓力=0.01256MPa末級利用上一級余速動能為=11.1kJ/kg所以由和可以確定末級噴嘴進(jìn)口狀態(tài)點0的比焓值 =2349.134-11.1=2338.034kJ/kg根據(jù)末級出口理想狀態(tài)點6的比熵和末級噴嘴進(jìn)口狀態(tài)點0的比焓值，查焓溫表可以得到末級噴嘴進(jìn)口狀態(tài)點0的壓力=0.01285MPa計算級的反動度=0.468末級其他損失 葉高損失 葉輪摩擦損失 部分進(jìn)汽損失計算出末級效率和功率

44、級有效比焓降=111.423kJ/kg級的理想能量=143.683kJ/kg則本級的效率為 =0.7755級的內(nèi)功率 =30.75*111.423=3426.26kW§3.3 變工況壓力級計算以第二級為例3.3.1、噴嘴部分（1）、第一壓力級進(jìn)汽量 （2）、設(shè)計工況的級前壓力 因為采用節(jié)流配氣的凝汽式汽輪機，不考慮變工況后溫度的影響，根據(jù)弗留格爾公式可得變工況級前壓力： 近似認(rèn)為級前參數(shù)與滯止參數(shù)相等，由和查得， ，。假設(shè)噴嘴流量、動葉流量都等于。（3）、臨界流量 =61.26kg/s因為此處討論的為亞臨界，故有。（4）、噴嘴的滯止理想比焓降。假設(shè)噴嘴后的壓力為，由、查得。則 噴嘴的

45、理想比焓降 （5）、噴嘴出口流速及噴嘴損失 （6）、噴嘴出口比焓 由、查得根據(jù)連續(xù)性方程求得噴嘴的流量 （7）、噴嘴出口進(jìn)入動葉的相對速度及進(jìn)汽角 =149.93m/s 則動葉進(jìn)口處汽流的沖角為 汽流進(jìn)入動葉的有效焓降 （8）、動葉進(jìn)口的撞擊損失及動葉的進(jìn)口動能 =0.00020kJ/kg =11.239kJ/kg3.3.2、動葉部分（1）、根據(jù)、可以查得動葉進(jìn)口參數(shù)及滯止參數(shù)。如下： ，,，。（2）、動葉臨界流量 =103.16kg/s 因為此處討論的為亞臨界，故有。（3）、動葉的滯止理想比焓降。假設(shè)動葉后的壓力為，由、查得。則 動葉的理想比焓降 （4）、動葉出口流速及動葉損失 （5）、動葉出口比焓 由、查得根據(jù)連續(xù)性方程求得噴嘴的流量 （6）、動葉出口絕對速度及方向角 = （7）、級的余速損失 （8）計算反動度 （9）、輪周損失及輪周有效焓降 輪周損失 輪周有效比焓降 （10）、輪周效率 （11）、級的其他損失 葉高損失 葉輪摩擦損失 漏氣損失近似按反