汽轮机变工况运行的经济性和安全性核算

1、贵州大学课程设计1绪言1.1变工况核算的必要性 汽轮机在设计参数下运行称为汽轮机的设计工况。由于汽轮机的主要尺寸基本上是按设计工况要求确定的，而汽轮机功率在运行时将根据外界的需要而变化，汽机参数均有可能变化，从而引起蒸汽流量、各级参数和效率的变化，称为汽轮机的变工况。为了估计汽轮机在新工况下运行的经济性，可靠性与安全性，有必要对新工况进行热力核算。核算项目有：喷嘴、动叶前后参数、级效率、级功率、反动度、速度比、漏汽量、轴向推力等。 变工况热力计算能获得各级的状态参数，理想比焓降，反动度，效率，出力等较详尽的数据，这就为强度分析，推力计算以及了解效率及出力变化提供了科学的参考依据。因此，变工况热

2、力核算常成为了解机组运行情况，预测设备系统改进所产生的效果，乃至分析事故原因的重要手段。1.2变工况核算的基本方法与特点汽轮机的热力计算是以级为基础的，目前，在变工况计算中，根据不同的给定原始条件，单级的详细热力核算可分为顺序计算和倒序计算两种基本方法，此外还有将倒序和顺序结合起来的混合算法。顺序算法以给定的级前状态为起点，由前向后计算；倒序算法则以给定的级后状态为起点，由后向前计算。混合算法中，每级都包含若干轮先是倒序后是顺序的混合计算，只有当倒序与顺序的计算结果相符合时，级的核算才可以结束，然后逐级向前推进。三种方法都建立在喷嘴和动叶出口截面连续性方程和单级工作原理的基础上，并且计算时，级

3、流量和几何尺寸是已知的。与此相对应，单级的数值计算也有顺序、倒序和混合三种算法。两种方法可概述如下： （1）由级前向级后核算由已知的级前初参数开始，根据流量比求得压力比，然后求出喷嘴后压力，求出相应的喷嘴理想比焓降，计算出喷嘴出口汽流理想速度。然后进行动叶核算，方法与上述类同，求出新工况下动叶后压力，求出动叶理想比焓降，计算出动叶出口汽流速度。上述方法适用于在喷嘴和动叶中全是亚临界流动的情况。当喷嘴中或动叶中出现超临界流动时，可以假定喷嘴后或动叶后的压力，继续使用该方法进行计算，但需要根据已知条件进行假定压力的校核。一般来说，顺算法在超临界流动中很少使用。 （2）由级后向级前推算从已知的级后压

4、力开始，假设新工况下排汽比焓、级后各项损失，求出动叶后参数，并对前面假设的余速损失进行校核及修正；继而假定动叶进口相对速度，求出动叶前参数、喷嘴后参数，再对动叶进口相对速度进行校核并修正；最后确定喷嘴前蒸汽状态点，并对最初估计的各项损失进行校核及修正；待各项假设都校核通过，即可求出新工况下级的反动度、级效率和内功率。判断动叶和喷嘴内是否出现超音速流动，当级内出现超音速流动时，还需确定临界状态点，并计算出口汽流偏转角。 汽轮机在级在偏离设计工况工作时，在许多情况下，常常已知级后的压力以及流量，此时采用以级后状态为起点的倒序算法较为方便。这种情况常出现在凝汽式和被压式机组的末级或是抽汽机组抽汽点前

5、面的压力级，也可能出现在通流部分被拆除级前面的压力级，由于凝汽器内的压力或是抽汽压力或是被压发生变化，需要对其级前的功率，效率进行校核。在另外一些情况下，则可能已知级前的状态与级流量，此时应采用以级前状态为起点的顺序算法比较方便，例如通过计算得到或通过实验测得调节级室的压力和温度，因此压力级组前的状态是已知的，在此情况下，对压力级的校核就应采用顺序算法。2设计工况核算2.1原始数据2.2.1 50MW纯凝式汽轮机的基本参数（1） 汽轮机类型机组型号：N50-8.82/535 机组形式：高压、单缸单轴凝汽式汽轮机（2）基本参数额定功率=50MW新蒸汽压力=8.82MPa，新蒸汽温度=535凝汽器

6、压力=6kPa 汽轮机转速n=3000r/min（3） 其他参数给水泵出口压力=13.73凝结水出口压力=1.33MPa机械效率=0.98发电机效率=0.98加热器效率=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，=85.5%（5） 损失的估算主汽阀的调节气阀节流压力损失：=0.05=0.441MPa排气阻力损失：（6）热力过程线图2-1 50MW机组热力过程线（7） 回热系统简图图2-2 N50-8.83/535型汽轮机回热系统示意图（8） 变工况数据背压=0.006MPa负荷=90%2.1.2阀杆数据与轴封系统表2-1 50MW汽轮机主汽阀和调节气阀

7、阀杆数据项目符号单位主汽阀调节气阀1段2段3段1段2段3段阀杆数Z14阀杆直径cm3.43.6径向间隙cm0.020.02间隙面积0.2140.227分段长度lcm41.8115.833.343.8表2-2 50MW汽轮机轴封数据项目符号单位前轴封后轴封1段2段3段4段5段6段1段2段3段轴封直径cm61.844.355.345.8径向间隙cm0.050.05轴封齿数z78361012962.1.3加热器相关参数表2-3 50MW凝汽式汽轮机加热器汽水参数表项目单位H1H2H3H4H5H6H7C回热抽气抽气压力MPa2.61881.440.9760.37120.17220.070670.024

8、870.0046抽气温度3813112691750.9950.9580.924抽气比焓值kJ/kg3195306529852810268825652440抽气压损%88408888汽侧压力MPa2.409331.325280.5880.34150.15840.065020.02288下的饱和水温222192.51581381138863下的饱和水比焓kJ/kg952.9818.73667.08580.62474.07368.56263.71抽气放热kJ/kg2353.472354.232310.232229.382213.932196.442176.29疏水上端差5505555下端差1010疏

9、水温度197.55168疏水比焓kJ/kg841.53710.77疏水放热kJ/kg130.7636106.55105.51104.85水侧加热器出口水温217187.5158133108835831.4加热器水侧压力MPa13.7313.730.5881.331.331.331.33加热器出口水比焓kJ/kg933.51802.52674.77*/667.08559.9453.77348.55243.9131.66给水比焓升kJ/kg130.99127.75110.99106.13105.22104.65112.32.2阀杆和轴封漏气量计算(1)主汽阀阀杆漏汽量的计算主汽阀杆间隙面积；第1段

10、阀杆漏汽系数；第1段阀杆前蒸汽参数为，。则主汽阀杆漏汽量。第2段阀杆漏汽系数；第2段阀杆前蒸汽参数为，。则流经第2段阀杆漏汽量。(2)调节汽阀阀杆漏汽主汽阀杆间隙面积；第1段阀杆漏汽系数；第1段阀杆前蒸汽参数为，。则调节汽阀杆漏汽量。第2段阀杆漏汽系数；第2段阀杆前蒸汽参数为，。则流经第2段阀杆漏汽量。根据主汽阀杆和调节汽阀阀杆的漏汽计算，可得阀杆总漏汽量；轴封冷却器回收阀杆漏汽其余除氧器回收。(3)前轴封漏汽轴封1、2、3段间隙面积；第1段轴封前蒸汽参数为，（调节级喷嘴后参数）。第1段轴封后蒸汽参数为。判别系数则前轴封漏汽量；第2段轴封前蒸汽参数为，。第2段轴封后蒸汽参数为。判别系数则前轴封

11、漏汽量；第3段轴封前蒸汽参数为，。第3段轴封后蒸汽参数为。判别系数则前轴封漏汽量；轴封4、5、6段间隙面积：；第4段轴封前蒸汽参数为，。第4段轴封后蒸汽参数为。判别系数第4段轴封流经蒸汽量；第5段轴封前蒸汽参数为，。第5段轴封后蒸汽参数为。判别系数第5段轴封流经蒸汽量。(4)后轴封漏汽轴封1、2段间隙面积；第1段轴封前蒸汽参数为，。第1段轴封后蒸汽参数为。判别系数第1段轴封流经蒸汽量；第2段轴封前蒸汽参数为，。第2段轴封后蒸汽参数为。判别系数第2段轴封流经蒸汽量。由上面计算可得：阀杆漏汽量除氧器回收前轴封漏汽量流到2号高压加热器的蒸汽量流到5号低压加热器的蒸汽量流到7号低压加热器的蒸汽量均压箱

12、向前轴封供汽量;均压箱向后轴封供汽量;均压箱总供汽量轴封冷却器回收前轴封漏汽量轴封冷却器回收后轴封漏汽量轴封冷却器总回收2.3汽轮机流量计算 设m=1.15，机械效率m=0.98，发电机效率g=0.98，汽轮机漏汽量D0=3%D0，额定功率Pel=50MW,则： =3.61.1547500/(1209.20.980.98)+0.03D0=174.57 t/h2.4调节级的计算2.4.1喷嘴部分的计算（1)调节级进口参数及调节级的滞止理想比焓降h0t。调节级进口参数即为高压缸进口参数，由于进入调节级的汽流速度很小，可以近似认为滞止参数与进口参数相等。由热力过程线的确定步骤可得： ，由前面选取其理

13、想比焓降为 。（2)调节级进汽量 则调节级喷嘴流量（3)平均反动度，由原始资料可知。 （4)喷嘴的滞止理想比焓降h0n=(1-m)h0t=(1-0.075)*110=101.75kJ/kg（5)喷嘴出口汽流速度其中 -喷嘴速度系数，取0.97。（6)喷嘴出口等比熵出口参数h1t、v1t、p1。由h0T和h0n求出喷嘴出口理想比焓降h1t=h0T-h0n=3476.75-101.75=3375kJ/kg。该过程为等比熵膨胀过程，由h1t=3375kJ/kg、s0T=6.8042kJ/(kg)查水蒸气h-s图得出口比体积v1t=0.052982m3/kg，喷嘴出口压力p1=6.2141MPa。（7

14、)喷嘴压比由此可知，喷嘴中为亚音速汽流，采用减缩喷嘴，选取喷嘴型号为TC-1A、=12.9、sin1=0.2606.（8)喷嘴出口面积An。喷嘴中是亚音速流动，故（9)级的假想速度（10)级的圆周速度（11)喷嘴高度（12)喷嘴损失hn=（1-2）h0n=（1-0.972）101.75=6.013kJ/kg（13)喷嘴出口比焓值h1=h1t+hn=3375+6.013=3381.013kJ/kg由h1、p1查得s1=6.8122kJ/（kg*K),v1=0.0531993m3/kg（14)求动叶进口汽流相对速度w1和进汽角1 = =273.87m/s=20.92.4.2动叶部分计算（1)动叶出

15、口相对速度w2t和w2=302.5m/sw2=w2t=0.925302.5=278.3m/s式中 -动叶速度系数，由与m、w2t的关系曲线查得=0.925.（2)动叶等比熵出口参数h2t与v2t由h2t，s1=6.8122kJ/（kgK),查得v2t=0.0542553m3/kg，动叶出口压力p2=6.05998MPa.（3)动叶出口面积Ab=（4)动叶高度lb。lb=ln+t+r=24+1+1=25mm（5)作动叶出口速度三角形。由、u确定速度三角形 = (6)动叶损失 (7)动叶出口比焓值 由、查得， (8)余速损失 (9)轮周损失 (10)轮周有效比焓降 hu=ht0-hu=110-21

16、.2=88.8kJ/kg (11)轮周效率。调节级后余速不可利用，系数为 (12)校核轮周效率u =170.7（437.60.9748+130.90.7009） =88.39kJ/kg ，误差在允许范围内。2.4.3级内其他损失的计算（1)叶高损失 =88.8=4.633kJ/ka- 经验系数，单列级a=1.2。（2)扇形损失=0.7=0.7()2(110-8.57)=0.035kJ/kg（3)叶轮摩擦损失由前面，v1=0.0531993m3/kg，v2=0.0545011 m3/kgV=0.0538502m/kg=1.2*(170.7/100)3(110010-3)2/0.0538502=1

17、34.12kW =kJ/kg式中K1-经验系数，一般取K1=1.01.3.（4)部分进汽损失鼓风损失 =(1-e-)=0.15*(1-0.3328)*0.3643=0.0145斥汽损失 =0.012* =0.0477故有=+=0.0145+0.0477=0.0622所以=110.0622=6.842kJ/kg（5)级内各项损失之和hkJ/kg（6)下一级入口参数 =+h=3379.4+8.57+14.297=3402.267kJ/kg由，P2查得s2=6.8511kJ/（kgk），v2=0.055346m3/kg，t2=491.622.4.4级效率与内功率的计算（1） 级的有效比焓降（2） 级

18、效率 3（3） 级的内功率 2.5压力级计算取第一级和最末级进行详细热力计算，计算过程同调节节详细计算，结果如下表所示表2-4 级详细计算结果项目符号单位调节级第一压力级末级蒸汽流量Gkg/s48.1346.9832.63喷嘴平均直径dnmm11009972007动叶平均直径dbmm11009972007级前压力p0MPa8.326.059980.022级前温度/干度to/xo533.1491.662.2级前速度Com/s00164级前比焓值h0kJ/kg3476.83401.72426.9圆周速度m/s170.7156.61315.26理想比焓降htkJ/kg11051.2321162.92

19、理想速度Cam/s469320.1593.92假想速比xa0.3640.4890.552反动度m0.0750.07350.574利用上级余速动能hcokJ/kg0013.448喷嘴滞止比焓降honkJ/kg101.7547.4775.13喷嘴出口理想速度c1tm/s451.11308.11387.64喷嘴速度系数0.970.970.97喷嘴出口实际速度c1m/s437.58298.87376.01喷嘴损失honkJ/kg6.012.814.44喷嘴后压力p1MPa6.21415.230.014喷嘴后温度/干度t1/x1483468.30.899喷嘴出口理想比体积v1tm3/kg0.0530.0

20、61969.5791喷嘴出口截面积Anm20.005830.0094850.82873喷嘴出汽角1()12.910.7518.33喷嘴高度lnmm2316418部分进汽度e0.332811动叶进口相对速度w1m/s273.87147.92125.38相对于w1的比焓降hw1kJ/kg37.510.947.86动叶滞止比焓降hobkJ/kg45.7514.7109.1动叶出口理想速度w2tm/s302.5171.5467.11动叶速度系数0.9250.93550.95动也损失hbkJ/kg6.61.83610.64动叶出口相对速度w2m/s278.3160.44443.75动叶出口绝对速度c2m

21、/s130.949.44247.71余速损失hc2kJ/kg8.571.2230.68动叶后压力p2MPa6.065.1870.00478动叶后温度/干度t2/x2481.6467.20.874动叶出口比体积v2m3/kg0.054260.062619.446动叶出口面积Abm20.0087340.0173371.400478动叶出汽角2()19.717.8932.89动叶高度lbmm2518.5423级理想能量EokJ/kg11050176.4轮周有效比焓降hukJ/kg88.845.4130.6轮周功率pukW4278.662131.424261.87轮周效率u80.7390.7274.6

22、叶高损失hlkJ/kg4.633.40.375叶轮摩擦损失hfkJ/kg2.7871.570.32部分进汽损失hekJ/kg6.84200漏气损失hkJ/kg01.0160.127湿汽损失hxkJ/kg0013.7442级内有效比焓降hikJ/kg74.539.37110.69级相对内效率i67.7378.7362.76级的内功率pikW3585.831849.833611.862.6热经济性指标计算2.6.1汽轮机汽耗量计算及校核(1)做功不足系数的计算 (2)汽轮机的汽耗量计算及校核 合理 (3)汽轮机功率核算 合理2.6.2汽轮机热耗量Q0、热耗率q0 2.6.3绝对电效率a,el 2.

23、7轴向推力计算及安全性核算2.7.1调节级轴向推力计算（1）计算叶根反动度r r=m=0.075（2）求叶片受到的轴向推力其中e=0.3328, lb=0.0247m,(p0-p2)=2.315MPa,代入后，Fzl=4932.14N。即：调节级受到的轴向推力为4932.14N。2.7.2末级轴向推力计算（1）计算叶根反动度r 以末级进行计算其中m=0.574,rm【=1m,rr=0.6675m，1m=1820,代入后得r=0.0036。附表B-5中r=0.4%（2）求叶片受到的轴向推力其中lb=0.665.m,(p0-p2)=0.0088MPa,代入后，Fzl=21105.5N。（3）求当量

24、隔板漏气面积其中dp=0.745m,p=0.0005m,Zp=3,代入后=675mm2。（4）求叶根齿隙面积 式中：dr=1335mm, z=7.8mm, 代入得 =32696.82 mm2，附表中=32712mm2。（5）求q q=2.18（6）求叶轮反动度d （7）求Pd 式中：p2=0.00461MPa, (p0-p2)=0.0088MPa, 代入得Pd=4.68kPa。（8）求轮盘面积Ad 式中：dr=978mm, dp=590mm, 代入得Ad=963352mm2（9）求轮盘轴向推力Fz2 式中：Ad=477581mm2，pd-p2=6.7-6=0.8kPa，代入得Fz2=83.5N

25、（10）作用在转子轴肩的推力（11）综上作用在末级的力F=21105.5+83.5-478.3=20710.6N2.7.3中间级轴向推力计算（1）计算叶根反动度r 以17级进行计算其中m=0.34,rm【=0.602m,rr=0.5325m，1m=1234,代入后得r=0.165。附表B-5中r=15.6（2）求叶片受到的轴向推力其中lb=0.139.m,(p0-p2)=0.0725MPa,代入后，Fzl=12960.09191N。（3）求当量隔板漏气面积其中dp=0.59m,p=0.0005m,Zp=5,代入后=457mm2。（4）求叶根齿隙面积 式中：dr=1065mm, z=2mm, 代

26、入得 =6692.2 mm2（5）求q q=0.4（6）求叶轮反动度d （7）求Pd 式中：p2=0.1835MPa, (p0-p2)=0.0725MPa, 代入得Pd=0.188285kPa。（8）求轮盘面积Ad 式中：dr=1065mm, dp=590mm, 代入得Ad=617421mm2（9）求轮盘轴向推力Fz2 式中：Ad=617421mm2，pd-p2=6.7-6=0.8kPa，代入得Fz2=2954.3N（10）综上作用在中间级级的力F=12960.1+2954.3=15914.4N2.7.4 设计工况安全性核算（1）总的叶片轴向力Fz1Fz1=4932.14+20710.6+14

27、*12960.09191=207084.03N（2）总的叶轮轴向力Fz2 Fz2=0+0+24*2954.3=70903.2N（3）总的转子轴向力Fz3Fz3=-150235N（4）总的各级轴向力FzFz=207084.03+70903.2-150235 =129421.66N（5）安全系数n =1.509913. 变工况核算3.1特定冷段条件下.90%工况经济性核算3.1.1变工况调节级详细计算（1）汽轮机进汽量 设m=1.15，机械效率=0.98，发电机效率=0.98，汽轮机漏汽量=3%D0，设计功率=50MW,则： 通过全部气门的流量 第一个汽门全开时： 第二个汽门全开时：第三个汽门全开

28、时：第四个汽门全开时： 取通过第一、二、三个汽门全开 第四汽门开启（2）喷嘴部分的计算调节级进汽量 则调节级喷嘴流量反动度调节级理想焓降 根据设计负荷中的，p1=6.2141MPa和等比熵膨胀过程得 变工况后的喷嘴出口压力 由，h1t=h0T-h0n查h-s图得 则喷嘴出口汽流速度 喷嘴压比 由此可知，喷嘴中为亚音速汽流，采用减缩喷嘴，选取喷嘴型号为TC-1A、=12.9、sin1=0.2606.级的圆周速度喷嘴损失 hn=（1-2）h0n=（1-0.972）113.45=6.705kJ/kg喷嘴出口比焓值 =3363.30+6.705=3370.005kJ/kg 由h1、p1查得s1=6.8

29、154487kJ/（kg*K),v1=0.0547995m3/kg求动叶进口汽流相对速度w1和进汽角1 = =298.05m/s（3）动叶部分计算动叶出口相对速度w2t和w2=327.5m/sw2=w2t=0.920327.5=301.3m/s动叶等比熵出口参数h2t与v2t由h2t，s1=6.8154487kJ/（kgK),查得v2t=0.0560321649m3/kg，动叶出口压力p2=5.8016775MPa.出口速度 = 动叶损失 动叶出口比焓值 由、查得， 余速损失 轮周损失 轮周有效比焓降 hu=ht0-hu=123-26.5=96.5kJ/kg 轮周效率。调节级后余速不可利用，系

30、数为 校核轮周效率u =170.7（4620.9748+151.90.7431） =96.14kJ/kg ，误差在允许范围内。（4）级内其他损失叶高损失 =96.5=5.035kJ/kb- 经验系数，单列级a=1.2。扇形损失=0.7=0.7()2(123-11.54)=0.039kJ/kg叶轮摩擦损失由前面，v1=0.0547995m3/kg，v2=0.05635624 m3/kgV=0.0555779m/kg= = 式中K1-经验系数，一般取K1=1.01.3.部分进汽损失 由=+=0.0145+0.0477=0.0622 所以=1230.0622=7.651kJ/kg级内各项损失之和hk

31、J/kg下一级入口参数 =+h=3369.02+11.54+15.535=3396.095kJ/kg由，P2查得s2=6.862364kJ/（kgk），v2=0.057411m3/kg，t2=487.91（5）级效率与内功率的计算级的有效比焓降级效率 级的内功率 3.1.2变工况末级详细计算（1） 末级的原始数据喷嘴平均直径dnmm2007喷嘴高度lnmm418动叶平均直径dbmm2007动叶高度lbmm423喷嘴出汽角a1 18.33动叶出汽角232.89隔板轴封面积ApCm211.775隔板轴封齿数zp3喷嘴出口截面积Anm21.3210动叶出口截面积Abm22.2750（2）90%工况下

32、末级的参数流量G0Kg/s30.75级后压力P2MPa0.0045级后蒸汽干度X20.872（3）末级倒序详细核算根据设计工况下级内各损失估取变工况下的级内各损失喷嘴损失kJ/kg4.52动叶损失kJ/kg7.268叶高损失kJ/kg0.42隔板漏汽损失kJ/kg0.05湿汽损失kJ/kg0.4叶轮摩擦损失kJ/kg0.20余速损失kJ/kg19.86变工况后末级各参数的计算由变工况末级参数表知变工况后末级的流量为G1=30.75kg/s; 根据设计工况下冷端参数得变工况下冷端背压的参数（按等熵过程）有设计工况的级后压力=0.00478MPa和级后干度=0.874查得=7.41052 kJ/(

33、kg.)。则由=0.0045MPa与=7.41052 kJ/(kg.)查得；末级动叶出口蒸汽的比焓值=2247.14kJ/kg末级动叶出口蒸汽的干度=0.872，末级动叶出口蒸汽比体积=27.134m3/kg；末级动叶出口蒸汽比熵=7.41052 kJ/(kg.)。 由上损失表可知总损失（除了喷嘴损失）为： + =19.86+0.2+0.4+0.05+0.42+7.268 =28.198kJ/kg式中1余速利用系数，对于末级1=0由点2沿等压线向下移动，得到动叶出口理想蒸汽比焓值 =-=2218.942kJ/kg根据和查焓温表得到末级动叶出口状态点3的蒸汽理想参数=26.77236m3/kg;

34、=7.31782kJ/(kg*C);=0.8603根据1-=1-0.8603=0.1397及设计工况末级平均反动度=0.574查附图A-2得到=1.021又由=1.035+0.1x=1.035+0.1*=1.035+0.1*0.8566=1.12066判断末级动叶出口蒸汽流速是否达到临界流速动叶出口马赫数=0.965 所以末级动叶出口蒸汽流速为亚音速叶顶漏汽很小，可以忽略不计，所以经过动叶的蒸汽流量近似的等于G1即用动叶出口的连续方程计算动叶出口相对速度 =366.8m/s式中 -动叶喉部截面积末级动叶的圆周速度=315.26m/s由动叶出口速度三角形算出动叶出口的绝度速度 = =199.3m

35、/s所以末级动叶余速损失=19.86kJ/kg与估取的数相差很小所以比较准确不必重新估取。末级动叶的速度系数取0.95末级动叶损失=7.268kJ/kg与估取的很相近，为允许误差范围内，所以不必重新估取。末级动叶的理想滞止比焓=74.54kJ/kg由末级动叶出口蒸汽理想比熵=7.288，以及动叶出口理想焓值可以确定末级动叶进口滞止焓值即动叶进口滞止状态点的参数。末级动叶进口滞止焓值=+=74.54+2209.97=2284.51kJ/kg根据和查焓温表得末级动叶进口滞止点的滞止压力=0.00765MPa动叶的理想比焓降=取=0.33=67.213kJ/kg由末级动叶出口理想点3等熵增加可以确定

36、末级动叶进口点4的比焓值，所以末级动叶进口比焓值=+=2209.97+67.213=2277.183kJ/kg，由末级动叶进口比焓值和动叶出口理想点3的比熵查焓熵表得到末级动叶进口状态点4的蒸汽压力=0.00721MPa。由于级组内达到临界流动，首先是末级达到临界，所以末级为压临界流动，其他级都为压临界流动。假设喷嘴出口蒸汽为亚音速，则蒸汽在喷嘴的斜切部分没有继续膨胀，喷嘴斜切部分只起到导流作用，所以蒸汽在喷嘴斜切部分没有偏转即=0，由于=0，所以=0kJ/kg，所以喷嘴出口（状态点5）的比焓值与动叶进口比焓值相同，即。由和查焓温表可以确定末级喷嘴出口点5的蒸汽比体积 =17.49784m3/

37、kg计算隔板的轴封漏汽量。在完成了级参数的核算后，还需要计算隔板轴封漏汽量，一边修正末级喷嘴汽道中的蒸汽流量。 =3.14*0.75*0.0005=0.0011775 =0.015825kg/s式中 隔板汽封间隙面积；汽封齿处平均直径 隔板汽封间隙；汽封高低齿齿数，若为平齿，则应加以修正。用末级喷嘴出口连续方程计算喷嘴出口绝对速度 =30.75-0.015825=30.734kg/s =379.345m/s由确定末级喷嘴损失=4.519kJ/kg式中 喷嘴损系数，取0.97沿着等压线向下减少得到末级喷嘴出口理想状态点6的比焓值即=2277.183-4.519=2272.664kJ/kg所以根据

38、和查焓熵表可以确定喷嘴出口理想状态点6的蒸汽的比熵和比体积：=16.26995m3/kg;=7.3037kJ/(kg*C)判断末级喷嘴出口蒸汽流速是否达到临界喷嘴马赫数 =0.9861所以末级喷嘴出口蒸汽的流速为亚音速，所以与假设相同，所以假设是正确的，末级喷嘴出口蒸汽为亚音速则在喷嘴的斜切部分没有继续膨胀，喷嘴斜切部分只起到导流作用，所以蒸汽在斜切部分的偏转角=0由于圆周速度u=315.26m/s所以由、和确定 = =127.448m/s由速度三角形可以确定末级喷嘴出汽角 =0.352所以=69.4确定末级喷嘴的滞止理想比焓降=76.47kJ/kg从末级喷嘴出口理想状态点6等比熵向上得到末级

39、进口滞止状态点比焓值=2272.664+76.47=2349.134kJ/kg由末级进口滞止状态点的比焓值和末级喷嘴出口理想状态点6的比熵查焓温表得到末级进口滞止状态点的压力=0.01256MPa末级利用上一级余速动能为=11.1kJ/kg所以由和可以确定末级喷嘴进口状态点0的比焓值 =2349.134-11.1=2338.034kJ/kg根据末级出口理想状态点6的比熵和末级喷嘴进口状态点0的比焓值，查焓温表可以得到末级喷嘴进口状态点0的压力=0.01285MPa计算级的反动度=0.468末级其他损失 叶高损失 叶轮摩擦损失 部分进汽损失计算出末级效率和功率级有效比焓降 = =111.423k

40、J/kg级的理想能量=143.683kJ/kg则本级的效率为 =0.7755级的内功率 =30.75*111.423=3426.26kW3.1.3变工况压力级计算以第二级为例喷嘴部分（1）第一压力级进汽量 （2）设计工况的级前压力 因为采用节流配气的凝汽式汽轮机，不考虑变工况后温度的影响，根据弗留格尔公式可得变工况级前压力： 近似认为级前参数与滞止参数相等，由和查得， ，。假设喷嘴流量、动叶流量都等于。（3）临界流量 =61.26kg/s因为此处讨论的为亚临界，故有。（4）喷嘴的滞止理想比焓降。假设喷嘴后的压力为，由、查得。则 喷嘴的理想比焓降 （5）喷嘴出口流速及喷嘴损失 （6）喷嘴出口比焓

41、 由、查得根据连续性方程求得喷嘴的流量 （7）喷嘴出口进入动叶的相对速度及进汽角 =149.93m/s 则动叶进口处汽流的冲角为 汽流进入动叶的有效焓降 （8）动叶进口的撞击损失及动叶的进口动能 =0.00020kJ/kg =11.239kJ/kg动叶部分（1）根据、可以查得动叶进口参数及滞止参数。如下： ，,，。（2）动叶临界流量 =103.16kg/s 因为此处讨论的为亚临界，故有。（3）动叶的滞止理想比焓降。假设动叶后的压力为，由、查得。则 动叶的理想比焓降 （4）动叶出口流速及动叶损失 （5）动叶出口比焓 由、查得根据连续性方程求得喷嘴的流量 （6）动叶出口绝对速度及方向角 = （7）

42、级的余速损失 （8）计算反动度 （9）轮周损失及轮周有效焓降 轮周损失 轮周有效比焓降 （10）轮周效率 （11）级的其他损失 叶高损失 叶轮摩擦损失 漏气损失近似按反比与流量的关系算，则 湿汽损失 （12）计算级的特性 级的速度比 级的有效比焓降 级的理想能量 级的相对内效率 级的内功率 3.1.4 90%工况下热经济性指标计算汽轮机汽耗量计算及流量校核（1）汽轮机的汽耗量计算及校核 满足 （2）汽轮机功率核算 满足汽轮机热耗量Q0、热耗率q0绝对电效率a,el3.2 90%工况下轴向推力计算及安全性核算3.2.1末级轴向推力计算（1）计算叶根反动度r 以末级进行计算 =1-(1-0.468

43、)()2cos218.33+sin218.33=0.17634（2）求叶片受到的轴向推力=1*3.14*2*0.665*0.468*(0.01285-0.00478)*106=15772.51N（3）求当量隔板漏气面积=3.14*0.745*0.0005/675.3mm2其中dp=0.745m,p=0.0005m,Zp=3.（4）求叶根齿隙面积 =3.14*1335*7.8=32696.82 mm2式中：dr=1335mm, z=7.8mm, 附表中=32712mm2。（5）求q q=2.18（6）作用在转子轴肩的推力 Fz3= =-279.35N（7）综合动叶推力和轴肩推力F=15772.5

44、1-279.35=15493.16N3.2.2调节级轴向推力计算（1）计算叶根反动度r =0.075=7.5%（2）求叶片受到的轴向推力 =0.3328*3.14*1.1*0.025*0.075*(8.32-5.801678)=5427.73N3.2.3中间级轴向推力计算（1）计算叶根反动度r 以17级进行计算其中m=0.34,rm=0.602m,rr=0.5325m，1m=1234,代入后得r=0.165。附表B-5中r=0.156（2）求叶片受到的轴向推力其中lb=0.139.m,(p0-p2)=0.073MPa,代入后，Fzl=9686.6416N。（3）求当量隔板漏气面积其中dp=0.59m,p=0.0005m,Zp=5,代入后=457mm2。（4）求叶根齿隙面积 式中：dr=1065mm, z=2mm, 代入得 =6692.2 mm2（5）求q q=0.4（6）求叶轮反动度d （7）求Pd 式中：p2=0.184MPa, (p0-p2)=0.073MPa, 代入得Pd=0.18880MPa。（8）求轮盘面积Ad 式中：dr=1065mm, dp=590mm, 代入得Ad=6