汽輪機課程設計

1、第一部分 汽輪機課程設計任務及要求一、設計任務：1. 任選一組參數，分析并確定熱力設計的基本參數，分析并選擇汽輪機型式、配汽機構形式、通流部分形狀及有關參數；2. 擬定汽輪機近似熱力過程曲線和原則性熱力系統，進行汽耗量、回熱系統熱平衡及熱經濟性的初步計算；3. 根據汽輪機運行特性、經濟要求及結構強度等因素，比較和確定調節(jié)級的形式、比焓降、葉型及尺寸；4. 根據通流部分形狀和回熱抽汽點的要求，確定壓力級的級數和排汽口數，并進行各級比焓降分配；5. 對各級進行熱力計算，求出各級通流部分的幾何尺寸、相對內效率和內功率，確定汽輪機實際的熱力過程曲線；6. 根據各級熱力計算結果，修正各回熱抽汽點壓力以符

2、合實際熱力過程曲線的要求，修正回熱系統熱平衡計算結果；7. 根據需要修正汽輪機熱力計算結果；8. 繪制通流部分及縱剖面圖（手工或CAD繪制）。二、設計要求：1. 運行時有較高的經濟性；2. 不同工況下工作時均有高的可靠性；3. 在滿足經濟性和可靠性的同時，還應考慮到汽輪機的結構緊湊，系統簡單，布置合理，成本低廉，安裝與維修方便，以及零件的通用化和系列等因素。第二部分選題以及參數題目：多級汽輪機熱力過程設計基本參數：汽輪機額定功率（Pr, kW）：50000汽輪機設計功率（Pe, kW）：45000汽輪機初壓（p0, Mpa）：8.9汽輪機初溫（t0, 0C）：535汽輪機工作轉速（n, r/m

3、in）：3000汽輪機排氣壓力（p/c, Mpa）：0.0049給水溫度（tfw, 0C）：217冷卻水溫（tcl , 0C）：20凝汽器出口水溫（tc , 0C）：31.5給水泵壓頭（pfp, Mpa）：13.73凝結水泵壓頭（pcp, Mpa）：1.33射汽抽氣器汽耗量（Dej, t/h）：1.2射汽抽氣器出口水溫（tej, 0C）：38.68射汽抽氣器比焓降（hej,kJ/kg）：558.3回熱級數（Z, 級）：5第三部分 多級汽輪機設計一、 分析并選擇汽輪機型式、配汽機構形式、通流部分形狀及有關參數(一) 分析確定汽輪機設計的基本參數1. 汽輪機容量：額定功率Pr=50MW 設計功率P

4、e=45MW 2. 進汽參數：（1）新汽參數汽輪機初壓P0=8.9Mpa 汽輪機初溫t0=535（2）再熱蒸汽參數再熱溫度tz=5353. 排汽壓力汽輪機排氣壓力Pc=0.0049Mpa 冷卻水溫tc1= 204. 汽輪機轉數汽輪機工作轉速n=3000r/min5. 給水溫度和回熱級數給水溫度tfw=217 回熱級數Z=5級 6. 其他參數凝汽器出口水溫tc=31.5給水泵壓頭Pfp=13.73MPa凝結水泵壓頭Pcp=1.33Mpa射汽抽氣器汽耗量dej=1.22t/h射汽抽氣器出口水溫tej=38.68射汽抽氣器比焓降hej=558.3kJ/k(二) 分析并選擇汽輪機型式、配汽機構形式、通

5、流部分形狀1. 汽輪機型號Pc和冷卻溫度tc1可知為：凝氣式汽輪機。型號為N50-8.9/535/5352. 配汽機構汽輪機的配汽機構又稱調節(jié)方式，與機組的運行要求密切相關。通常的噴嘴配汽、節(jié)流配汽、變壓配汽以及旁通配汽四種方式。噴嘴配汽是國產汽輪機的主要配汽方式，由已知參數以及設計要求選用噴嘴配汽方式。 二、 擬定汽輪機近似熱力過程曲線和原則性熱力系統，進行汽耗量、回熱系統熱平衡及熱經濟性的初步計算給定了汽輪機容量、蒸汽參數、回熱參數等基本數據后，就可以進行汽輪機總進氣量的估算與會熱系統熱力平衡的計算，同時擬定汽輪機近似熱力過程曲線。（一） 近似熱力過程的擬定在h-s圖上，由P0，t0課確定

6、汽輪機進汽狀態(tài)點0并查的初比焓h0=3473KJ/Kg取進汽機構的節(jié)流損失P0=0.04*8.9=0.356MPa，得到調節(jié)級前壓力P0=P0-P0=8.544Mpa，并確定調節(jié)級前蒸汽狀態(tài)點1。過1點做等熵線向下交于Pz（排汽壓力的等壓線）線于2點，查的h2t=2062KJ/Kg，整機的理想比焓降（himac）=h0-h2t=3473-2062=1411KJ/Kg。估計汽輪機的相對內效率ri=85.5%，有效比焓降himac=（himac）*ri=1411*0.855=1206KJ/Kg排汽比焓hz=h0-himac=3473-1206=2267KJ/Kg在h-s圖上得到排汽點z。用直線連接

7、1，z兩點，在中間3點處沿等壓線下移21-25KJ/Kg得3點，光滑的連接1，3，z點，得到該機設計工況下近視熱力過程線，見圖（1）：下圖為25KMW機組的熱力過程圖，將以上數據改為計算所得數據則為本機組的熱力過程圖：（二） 估算汽輪機的進氣量D0m（回熱抽汽引起的進氣量增大系數）=1.12m（機械效率）=0.99g（發(fā)電效率）=0.98D（蒸汽余量）=2.50t/h（D通常取D0的3%左右）考慮到還有其他的損失和估計的誤差：D0=153*(1+13%)=173(t/h)（三） 確定抽汽壓力下圖為25KMW機組的熱力過程圖，將以上數據改為計算所得數據則為本機組的熱力過程圖：（四）該機采用大氣式

8、除氧器，除氧器壓力為0.118Mpa,對應的飽和水溫度為ted=104.25?？紤]到非調節(jié)抽汽隨負荷的變化特點，為了維持所有工況下除氧器定壓運行，供給除氧器的回熱抽汽壓力一般比除氧器的工作壓力高0.2到0.3Mpa。根據給水溫度tfw=217，可得H1高壓加熱器給水出口水溫tw2=217,且除氧器的出口水溫twd=104.25，根據等溫升（等比焓升）分配原則的H2高壓加熱器的出口水溫,取為160.625。同樣的方法可選取各低壓加熱器的出后水溫tw2（見表1）。根據各加熱氣的出口水溫tw2及出口端差t，可得加熱器疏水溫度te=tw2+t。查的te對應的飽和壓力pe_加熱器的工作壓力?？紤]抽汽管壓

9、損后可確定各級回熱抽汽壓力pe（見表一）。25MW凝氣式汽輪機加熱器汽水參數加熱器號抽汽壓力（MPa）抽汽比焓（KJ/Kg）抽汽管壓損（%）加熱器工作壓力(MPa)飽和水溫度（）飽和水比焓（KJ/Kg）出水端差（）出水出口水溫（）給水出口比焓（）2.605312982.4126222952.785217929.20.7609295780.7045165.6697.65160.6675.60.1422703.4170.118104.25437.00104.25435.960.086261380.07993.15390.2390.15378.40.0292482.880.02766.37277.8

10、363.37266.1（五） 各級加熱器回熱抽氣量計算1. H1高壓加熱器 其給水量為Dfw=D0-Dt+Dt1+dej=173.97(t/h) 式中：Dt 高壓端軸封漏氣量，取1t/h；Dt1漏入H2高壓加熱器的軸封漏氣量，取0.77t/h；dej射汽抽汽器耗氣量，0.5t/h。 該加熱器的熱平衡方程為de1*(he1-he1)*h=Dfw*（hw2-hw1） 式中：h加熱器效率，一般取h=0.98（下同）。 該級回熱器抽氣量為 式中符號的意義和數值見表（1）和表（2）。高壓加熱器熱平衡圖見（1a）。2. H2高壓加熱器 其熱平衡圖見圖（1b）。先不考慮漏入H2高壓加熱器的那部分軸封漏氣量D

11、l1以及上級加熱器H1流入本級加熱器的輸水量de1，則該級加熱器的計算抽氣量為: 考慮到上級加熱器疏水流入H2高壓加熱器并放熱可使本級回熱抽汽減少的相當量為: 考慮前軸封一部分漏氣量Dt1漏入本級加熱器并放熱可使本級加熱器抽汽量減少的相當量為: 式中hl軸封漏氣比焓值，相當于調節(jié)級前汽室中蒸汽比焓，hl=3473KJ/Kg. 本級高壓加熱器H2實際所需回熱抽氣量為：De2=De2-De1e-Dl1=17.315（t/h）3. Hd除氧器除氧器為混合式加熱器，其熱平衡圖見1c，分別列出除氧器的熱平衡方程式和質量平衡方程式： 將已知數據代入上述式中，整理得 除氧器的抽氣量為： Ded=11.55（

12、t/h） 凝結水量為：Dcw=125.42（t/h）4. H3低壓加熱器 其熱平衡圖與H1的熱平衡圖相同?；責岢闅饬緿e3為：5. H4低壓加熱器 其凝結水進口水溫tw1與凝汽器壓力和流經抽汽冷卻器的溫升有關。當pc=pz=0.0045Mpa，凝汽器壓力pc=0.0043MPa時，對應的凝結水飽和溫度tc=31.8，比焓為hc=133.1KJ/Kg。 凝結水流經抽氣器的溫升tej可根據冷卻器的熱平衡式求得。其比焓升hej為 式中，hej=558.3KJ/Kg為抽汽冷卻器中蒸汽比焓將，與抽氣器耗氣量同為已知數據。 水的比熱容為cp=4.183kj/(kg*k) 所以tej=5.87/4.183=

13、1.2 H4低壓加熱器凝結水進口水溫tw1=31.5+1=32.5，對應的比焓值hw1=132KJ/Kg。 H4的據算抽氣量為= H3的疏水系統流入H4引起末級回熱器減少的相當量為（六） 流經汽輪機各級組的蒸汽流量及其內功率的計算1. 調節(jié)級 D0=173t/h Pi0=D0*（h0-h2）/3.6=8265（KW）2. 第一組級 D1=D0-Dt=173-1=85(t/h) Pi1=D1*(h1-he1)/3.6=8217(KW)3. 第二組級 D2=D1-De1=172-20.65=151.35t/h Pi2=D2*(h2-he2)/3.6=7231(KW)4. 第三組級 D3=D-De2

14、=151.35-17.315=134(t/h) Pi3=D3*(he2-hed)/3.6=6402(KW)5. 第四組級 D4=D3-Ded=134-11.55=122.45(t/h) Pi4=D4*(hed-he3)/3.6=5849.6(KW)6. 第五組級 D5=D4-De3=122.45-6.46=116(t/h) Pi5=D5*(he3-he4)/3.6=5542(KW)7. 第六組級 D6=D5-De4=116-6.765=109.2(t/h) Pi6=D6*(he4-hz)/3.6=5217(KW)8. 整機的內功率 Pi=pi0+Pi1+Pi2+Pi3+Pi4+Pi5+Pi6=

15、46724（KW）（七） 計算汽輪機裝置的經濟性 機械損失: Pm=Pi*(1-m)=467.24(KW) 汽輪機軸端功率：Pa=Pi-Pm=46256（KW） 發(fā)電機功率： Pe=Pa*g=45331（KW） 符合設計工況Pe=45000KW的要求，說明原估計的蒸汽量是正確的。（如功率達不到要求這需要修正進氣量并重新計算。） 汽耗率： d=D0*1000/Pe=173*1000/45331=3.816 Kg/（KW.h） 汽輪機裝置的熱耗率： q=d（h0-hfw）=9707 KJ/(KW.h) 汽輪機裝置的絕對電效率：e1=3600/q=37.08% 計算結果如表（2）所示。50MW凝氣式

16、汽輪機熱平衡計算數據基本數據汽輪機初壓MPa8.9射汽抽汽器汽耗量t/h1.2汽輪機初溫535射汽抽汽器比焓降KJ/Kg558.3汽輪機初比焓KJ/Kg3473汽輪機總進汽量t/h173工作轉速nr/min3000前軸封漏汽量t/h1冷卻水溫20流入凝汽器蒸汽量t/h125.42汽輪機背壓MPa0.0049/0.0047凝汽器出口水溫31.50抽汽冷卻器出口水溫32.5給水泵壓頭MPa13.73凝結水泵壓頭MPa1.33熱平衡計算數據加熱器加熱抽汽抽汽壓力MPa2.6050.76090.1420.0860.029抽汽比焓KJ/Kg312929572703.42629.62482.8加熱器壓力M

17、Pa2.41260.70450.1180.0790.027下飽和水溫222165104.2593.1566.37下飽和水比焓KJ/Kg952.758697437.0390.2277.8凝結給水被加熱的凝結水量t/h153.97153.97112.56112.56112.56加熱器進口水溫160.625104.2590.1563.3734.80加熱器進口水比焓KJ/Kg675.62435.96378.4266.1146.0加熱器出口端差55033出口水溫21716010490.1563.37出口水比焓KJ/Kg929675435378266.1給水比焓增KJ/Kg25424057112.3120

18、.1抽汽量計算抽汽量t/h20.6518.7511.556.467.1前軸封回收相當量t/h2.37上級加熱器疏水相當量t/h0.9650.334實際抽汽量t/h20.6517.31511.556.466.765汽輪機裝置的熱力特性數據排氣比焓KJ/Kg2267機械損失Kw467.24等比熵排汽比焓KJ/Kg2062聯軸器端功率Kw46256理想比焓降KJ/Kg1411發(fā)電機效率%97有效比焓降KJ/Kg1206發(fā)電機端功率Kw45331汽輪機內效率%85.5汽輪機總進汽量t/h173汽輪機內功率Kw46724汽耗率dKg/（kw*h）3.816不抽汽時汽耗率Kg/（kw*h）3.722給水溫

19、度217給水比焓KJ/Kg929熱耗率qKg/（kw*h）9707絕對電效率%37.08三、 根據汽輪機運行特性、經濟要求及結構強度等因素，比較和確定調節(jié)級的形式、比焓降、葉型和尺寸（一） 調節(jié)級選型調節(jié)級選擇單列級。（二） 調節(jié)級比焓降（三） 葉型和尺寸的選取 噴嘴和動葉葉片的型線選擇是根據氣流在出口處的馬赫數確定。雙列級盡量不要選取縮放噴嘴。為了有利于生產制造，降低成本，同一組級葉片應盡量選取相同的葉型。葉片的形式如圖。1. 葉片寬度B和弦長b的選擇 噴嘴和動葉葉片寬度Bn，Bb的選擇必須滿足葉片強度的要求。葉片寬度過大或過小將會造成材料的浪費或引起葉片的斷裂。根據葉片制造工藝和通用性的要

20、求，通常一種葉型僅生產幾檔寬度供選擇使用。所以需根據葉片強度的估算，選取某一檔葉片寬度Bn，Bb以及安裝角y，y。當葉片寬度與安裝角確定之后，葉片弦長bn，bb就確定了。2. 相對節(jié)距t和葉片數z的確定 在選取噴嘴和動葉出口角口1，2時，還需選擇相對節(jié)距tn和tb：tn=Tn/bn，tb=Tb/bb.一定的葉型對應有最佳的相對節(jié)距范圍，所以在選擇tn和tb時應在相應的最佳范圍內選取。 葉柵的上述各項幾何參數選定之后，即可根據平均直徑dn和db確定噴嘴與動葉數:zn=dn*e*/tn,zb=*db/tb然后取整。從葉片強度考慮，通常葉片數為偶數。 根據取整后的葉片敬求出葉片節(jié)距tn和tb，然后在

21、1-y-tn，2-y-tb特性曲線上查得1，2。3. 汽流出口角1，2的選擇 噴嘴與動葉汽流出口角1，2對葉柵的通流能力、作功大小及效率高低有較大的影響。決定葉柵出口角大小的最主要因素是相對節(jié)距和安裝角。對應一定的相對節(jié)距和安裝角，噴嘴與動葉有一確定的出口角，往往需要通過對葉片數及相對節(jié)距的試湊來滿足1，2的要求。 進行級的熱力設計時，根據級蒸汽容積流量的大小，通?？煽紤]在下列范圍中選擇出口角：雙列級中，一般1= 13 到15度 ，其后備到葉柵的出口角選擇可參考下列范圍：2=t- (35) ，1=2- (5lO)，2=1-(78)。4. 噴嘴出口汽流速度及噴嘴損失 噴嘴中理想比焓降：hn=(1

22、-m) hs =129kj/kg 初速動能：hc0=c0*c0/2000 KJ/Kg假設進入噴嘴時氣體的速度為0；那么hc0=0；式中: c0進入噴嘴的蒸汽初速m/s。 滯止理想比焓降： hn*=hn +hc0 KJ/Kg 噴嘴出口汽流理想速度： c1t=44.72* =508m/s 噴嘴出口汽流實際速度： 噴嘴損失：hn=(1-*)* hn*=2.56kj/kg 式中: 嘴速度系數。5. 噴嘴出口面積（1）、n>cr 噴嘴工作于亞音速區(qū)，采用漸縮噴嘴，噴嘴出口面積An為:（2）、0.4<n<cr噴嘴出口汽流速度大于音速，仍采用漸縮噴嘴，但汽流在噴嘴出口產生偏轉，噴嘴出口面積

23、即噴嘴喉部面積通常采用下式計算： (3)、n<0.30.4噴嘴必須采用縮放形式，其出口面積與喉部面積的計算公式分別與上述兩式相同。 因為噴嘴后的蒸汽為過熱蒸汽，所以 設蒸汽在噴嘴中作等熵流動，通過可以查的噴嘴后的壓力p1和v1t：p1=5.7672mpa v1t=0.05628 所以： 選用漸縮式的噴嘴；6. 噴嘴出口高度 根據噴嘴壓力比和蒸汽窖積流量選擇噴嘴型線、葉片寬度Bn、弦長bn、相對節(jié)距tn、葉片數z，、噴嘴出口角1，可計算出噴嘴出口葉片高度ln：或當部分進汽度e<l時，需確定最有利葉片高度，通常采用作圖法：設若干個葉片高度由上式計算出相應的部分進汽度e，然后分別計算出葉

24、高損失ht和部分進汽損失he，按比例同畫在以ln為橫坐標的圖上，兩條損失曲線之交點所對應的葉高即為最有利葉片高度，見圖（3）。也可采用數學中求導的方法求得最有利葉片高度。7. 動葉進出口速度及能量損失 動葉中理想比焓降： hb=m*ht =43kj/kg動葉進口汽流速度和方向：tg1=c1*sin（1）/（c1*cos（1）-u）=0.4269 w1=C1*sin（1）/sin（1）=313.9m/shw1=w12/2=49.266kj/kg 動葉滯止比焓降： hb0=hb+hw1 = 43+49.266=92.266kj/kg動葉出口汽流實際速度： w2t=，w2=*w2t，由m和w2t查圖

25、得到 動葉出口絕對速度（即余速）之方向與大?。?231m/s2=arctgw2*sin2/（w2* cos2-u）=32.94°動葉進出口汽流速度也可通過速度三角形作圖求出圖（4）。8. 動葉出口面積動葉一般采用漸縮通道，其通道出口面積Ab的計算方法與噴嘴相同。動葉后的參數：p=4.6188mpa Vt=0.067279. 動葉高度Ib根據動葉壓力比b=p2/p1*，選擇動葉型線，葉片寬度Bn,弦長bb、相對節(jié)距tb，確定動葉個數zb和節(jié)距tn，然后選擇就可計算出動葉出口高度lb；當容積流量不大時，一般認為動葉進出口高度相等即lb=lb此時往往通過確定動葉進口高度來確定動葉出口高度，

26、然后由上式計算出動葉出口角2。動葉進口高度lb通常通過噴嘴出口高度確定，即 Lb=ln+=19+2.5=21.5mm式中動葉蓋度，=f0+r,f為葉頂蓋度，Ar為葉根蓋度，根據經驗可取。當容積流量較大時lb較lb大得多，只能將動葉頂部與根部設計成傾斜形。此時要求傾斜角v12 15。調節(jié)級級葉柵幾何參數名稱符號單位噴嘴第一列動葉導葉第二列動葉葉片型線30TC-238Tp-132Tp-3A38Tp-5A20葉片高度lMm1921.52832弦長bMm49.5638.4632.50538.896節(jié)距tMm30.923.7519.6122.86葉片數z12219266158相對節(jié)距0.6240.618

27、0.60350.588安裝角39818079出口角14.518.224.835出口角正弦0.250.3120.42.573面積比A/11.492.353.64四、 汽輪機壓力級比焓降的分配和比焓降的確定（一） 蒸汽通道的合理形狀 汽輪機為沖動是汽輪機，采用根部直徑相等的蒸汽通道形狀。這種通道形狀最宜被整鍛轉子采用。其各級的平均直徑是逐漸增加的。國產高參數汽輪機的高壓轉于及大功率中間再熱汽輪機的中壓轉于都是等根徑的。背壓式汽輪機由于排汽壓力較高，容積流量變化較小，其通道形狀通常也設計成等根徑的。（二） 各級平均直徑的確定 壓力級中比焓降分配的主要依據是各級要有合適的速度比x。， 同時使通道形狀光

28、滑變化以達到較高的內效率。所以首先要考慮各級直徑選取。各級直徑的選擇既要考慮通道光滑性，還要考慮通用性。其中第一壓力級平均直徑影響最大。1. 第一壓力級平均直徑的估取 第一壓力級的平均直徑可以根據調節(jié)級和末級的平均直徑適當估取。由于調節(jié)級的部分進汽度在工況變動時是變化的，與第一壓力綴的進汽度不同，因此兩級直徑是不相同的，一般兩級平均直徑之差不小于50-lOOmm。對單缸汽輪機來說，首末兩級平均宜徑之比不小于0.460.6。所以當末級為通用葉型級時，第一壓力級的平均直徑就可根據末級直徑估取。 第一壓力級平均直徑的估?。篸1=900+50=950mm 第一壓力級的平均直徑也可按下式估算： 上式可根

29、據噴嘴的流量方程、速度與速度比關系推導得式中 G通過第一壓力級的蒸汽流量，kg/s；n汽輪機轉速，rmin； Xa第一壓力級速度比； ln第一壓力級噴嘴高度，估取時ln>0.012 -0.02m；m第一壓力級平均反動度； un噴嘴流量系數，過熱區(qū)通常取0.97； e第一壓力級部分進汽度，盡量使e=l，需與葉高ln相應估取； a1第一壓力級噴嘴出口角； v1第一壓力級噴嘴出口汽流理想比容，m3/kg。2. 凝汽式汽輪機末級直徑的估取末級的平均直徑：dm2=1300/0.6=2166mm當末級不為通用級時，最后一級的平均直徑可用下式估算： 式中 Gc通過末級的蒸汽流量，kg/s； a1末級動

30、葉出汽角，一般取a2=90度；末級余速損失系數，htmax=hc2z kj/kg，一般=O.Ol50.025； v2末級動葉排汽比容，m3 /kg;末級徑高比，=dm*dm/(lb*lb)對于小功率汽輪機盡量使>812，以避免采用扭 葉片，大容量汽輪機可取較小值，但一般>2.53。3. 確定壓力級平均直徑的變化 根據前述的蒸汽通道形狀，確定壓力級平均直徑的變化規(guī)律。通常采用作 法，現介紹如下在橫坐標上任取長度為a的線段BD(一般a=25cm)。用以表示第一壓力級至末級動葉中心之軸向距離。在BD兩端分別按比例畫出第一壓力級與末級的平均直徑值，如圖（4）中的AB與CD （一般AB=dm

31、1/10，CD=dm2/10），根據所選擇的通道形狀，用光滑曲線將A、C兩點連接起來AC曲線即為壓力級各級直徑的變化規(guī)律。（三） 級數的確定及比焙降的分配1. 級數的確定（1）、壓力級平均直徑dm， 在圖（4）上將BD線段分為m等分，如圖中l(wèi)、2、(m -l)點（大、中型汽輪機m>5），從圖中量出各段長度，求出平均直徑為： dm=1571mm （2）、壓力級平均理想比焓降ht每級的理想比焓降可由下式確定=12.337*13=160kj/kg （3）、級數的確定壓力級組的級數可由下式求得：Z=(1+)* ht p/ ht=6.7式中 ht(p)-壓力級的理想比焓降 ，為重熱系數，本機=0.

32、05 ，將Z取整。因為采用的是五級回熱抽氣，所以壓力級級數取6級；2. 比焓降的分配1) 各級平均直徑的求取求得壓力級級數后，再將圖（3）中線段BD重新分為(z1)等分，在原擬定的平均直徑變化曲線AC上求出各級的平均直徑。2) 各級比焓降分配 根據求出的各級平均直徑，選取相應的速度比，根據式(2-9)求出各級的理想比焓降。為了便于比較與修正，常常將上述參數列成表.3) 各級比焓降的修正在擬定的熱力過程曲線上遂級作出各級理想比焓降ht,當最后一級的背壓Pz2與排汽壓力Pc（即pz）不能重合時，必須對分配的比焓降進行修正。圖中h為PZ2與Pc以兩壓力差間的理想比焓降，根據其大小分為若干份，分配給若

33、干級（部分級或全部級）。將經過修正后的各級比焓降h，分配在擬定的熱力過程曲線上，并找出相應的各級回熱抽汽壓力。將此抽汽壓力與回熱系統計算所得的抽汽點壓力相比較，看是否相等。一般兩者很難完全喲合，需進行適當調正。調正時應注意如下幾點：第一，除氧器的抽汽壓力應大于其額定值，以免負荷變小時不能保證除氧；第二，除氧器前一級抽汽壓力不可過高，否則容易引起給水在除氧器內的自沸騰；第三，滿足給水溫度要求。 調整好抽汽壓力后，還需對回熱系統重新計算，以便最后確定各級通過汽輪機各級組的蒸汽量五、 汽輪機級的熱力計算（一） 反動度與損失系數的選擇1. 反動度m 壓力級選擇為反動級：m=0.52. 速度系數和 噴嘴

34、的速度系數和動葉的速度系數之值主要與葉片高度、葉型、壓力比、進出口角及粗糙度等因素有關，還與反動度有很大關系。一般= 0.920.98，=0.850.95。由于影響因素復雜，往往通過試驗確定。3. 流量系數n和b 噴嘴和動葉的流量系數n，b與蒸汽性質、比容、汽流在流道內的損失及流道進、出口角等因素有關，其大小一般通過試驗獲得。4. 余速利用系數0和2 上級余速動能可被下一級利用的條件是：相鄰兩級的部分進汽度相同，平均直徑變化不大，軸向間隙較小。此時上級余速動能可被下級完全利用，即0（2）=l。 當相鄰兩級的部分進汽度不同或平均直徑有突變時，上級余速動能不能被下級利用，即=0（2）0。 當相鄰兩

35、級部分進汽度相等，平均直徑無突變，但在級間有抽汽或旁通調節(jié)閥時，余速利用系數通常小于l，可取0（2）=0.7。在工程計算中為簡單起見，往往將這種情況下的余速利用系數0（2）取為l。（二） 第一壓力級的熱力計算 1、一級的計算結果可以得到本級的入口蒸汽參數:p0=4.6188mpa,h0=3273.2kj/kg2、壓力級的噴嘴的選擇：葉型編號：Tc-3A，相對節(jié)距，進氣角出氣角進氣量D1=172t/h3、壓力級采用反動級，噴嘴里的比焓降噴嘴的入口氣流動能:E0=0.5*=26.68kj/kg噴嘴出口速度為：Vct=取噴嘴的出口速度系數為則噴嘴的實際出口速度Vc1t=474*0.92=436m/s

36、通過焓熵圖可以查找到V1t=0.0946P=2.96mpa,t=362.25An=而ln=因為ln應該不小于12-15mm，所以去ln=15mm，則動葉高度：lb=ln+=17mm求動葉進口氣流相對速度w1和進氣角。計算動葉前的滯止壓力：由可以得出：P0=3.5818mpa t0=389.673V=0.08261計算動葉前的理想比焓降：hb=動葉滯止理想比焓降動葉出口理想速度w2t=動葉出口實際氣流速度：W2=動葉損失確定動葉葉后參數：H2=h1-hb-焓熵圖可得：p2=2.378mpaV2=0.1139S=6.77229kj/(kg*k)動葉出口面積：Ab= 動葉出氣角的計算：確定動葉出口絕

37、對速度c2和方向角C2=余速損失：計算輪周有效比焓降其中級的理想能量：E0=Wu=輪周效率：葉高損失的計算：輪周有效比焓降：計算輪周效率（考慮摩擦）計算葉輪摩擦損失：扇形損失：隔板漏氣損失：（選擇：dp=590mm,）動葉頂部漏氣損失：kj/kg級內各損失之和：級的有效比焓降：計算級內效率：計算級內功率：Pis=G*hi=5064kw調節(jié)級和第一壓力級熱力計算數據表序號名稱符號單位噴嘴第一列動葉第二個噴嘴第二列動葉1蒸汽流量GKg/s1721722級前壓力MPa8.5444.6183級前蒸汽比焓KJ/Kg347332734級前蒸汽比容0.03942550.067275級平均直徑mm900900

38、6級后壓力MPa4.61882.3787級理想比焓降KJ/Kg2052058級假象速度m/s5083459圓周速度um/s14114910速度比0.290.4311部分進汽度e0.4112進口蒸汽壓力MPa8.5445.7624.61882.9613進口蒸汽溫度535468.241431362.2514進口蒸汽比焓KJ/Kg347333443273314415葉柵進汽角20.327.3348.0716進口氣流初速m/s049223147417初速動能KJ/Kg049.26626.6112.318反動度%25505019葉柵理想比焓降KJ/Kg15352102.5102.520葉柵后理想比焓KJ

39、/Kg307330213144304421滯止理想比焓降KJ/Kg112.492.66129.1133.122葉柵前滯止壓力MPa8.5445.76724.61883.581823葉柵前滯止比容0.03942550.053240.067270.0826124葉柵后壓力MPa5.7624.61882.962.37825葉柵后比容0.053240.067270.09460.113926葉柵壓力比0.5460.8010.77650.776127出口汽流理想速度m/s492.723147451528速度系數0.920.920.920.9229出口汽流實際速度m/s45340243647330流量系數0

40、.9731出口面積62.6147.910611232葉柵損失KJ/Kg1322.4510.412.7233排氣速度m/s34534余速方向18.535余速損失KJ/Kg59.536輪周有效比焓降KJ/Kg112.937輪周效率%72.338單位蒸汽輪周功KJ/Kg113.539輪周效率%72.340相對誤差%0.54（<1%）41葉高損失KJ/Kg0.94442輪周有效比焓降KJ/Kg111.95643輪周效率%71.3144扇形損失KJ/Kg1.9745葉輪摩擦損失KJ/Kg1.1746漏汽損失KJ/Kg11.447級有效比焓降KJ/Kg10648級效率%67.549內功率Kw5064

41、六、 汽輪機漏氣量的計算及整機校核（一） 閥桿漏汽量計算1. 計算公式閥桿靖汽量Dv常按下式進行計算： t/h式中 p0閥桿每一分段前蒸汽壓力，Mpa； V0閥桿每一分段前蒸汽比容，m3/kg； Av1調桿間隙面積，cm2； uv詞稈漏汽流量系數； dei桿直徑，cm；r調桿周圍徑向間隙，通常取(0.0040.005)dei，cm。2. 閥桿漏汽流量系數的確定閥桿漏汽流量系數曠與閩桿分段前后壓力比及蒸汽流動狀況層流或紊流有關。一般可按下面步驟確定：1) 確定R*，R*的汁算公式為式中 0蒸汽的動力粘度，Pa.s?？筛鶕o ，to查水和水蒸氣熱力性質圖表得出。2) 查紊流流量系ru先計算系數（

42、l為每一分段長度）然后圖；3) 確定流量系數uv當ruRe*<l時，說明閣桿間隙中漏汽流動層流狀態(tài)，則uv=ula,ula可根據K2=lr(Re*)查附圖得到；當ruRe*<l時，uv=ru一般用上述方法計算閥桿漏汽時不考慮光桿或車槽閥桿的影響。（二） 軸封漏汽量計算1. 軸封系統 汽輪機前后軸封加上與之相連的管道及附屬設備，稱為汽輪機的軸封系統。合理的軸封系統應在確定汽封結構的情況下，恰當地安排齒數，臺理地選擇軸封各段腔室的壓力，盡量簡化系統，減少漏汽量，并設法回收漏汽以提高機組效率。常用的軸封系統有閉式與開式兩種。閉式系統較為復雜，但漏汽封閉在系統中，利于安全、經濟運行。其特點為：1) 回收泄漏蒸汽。高中壓汽缸中漏出的蒸汽與相當壓力的回熱抽汽接通，其