汽轮机原理教材3

1、第三章 汽轮机的变工况特性汽轮机的热力设计就是在已经确定初终参数、功率和转速的条件下，计算和确定蒸汽流量，级数，各级尺寸、参数和效率，得出各级和全机的热力过程线等。汽轮机在设计参数下运行称为汽轮机的设计工况。由于汽轮机各级的主要尺寸基本上是按照设计工况的要求确定的，所以一般在设计工况下汽轮机的内效率达最高值，因此设计工况也称为经济工况。汽轮机运行时所发出的功率，将根据外界的需要而变化，汽轮机的初终参数和转速也有可能变化，从而引起汽轮机的蒸汽流量和各级参数、效率等变化。汽轮机在偏离设计参数的条件下运行，称为汽轮机的变工况。 ， 汽轮机工况变动时，各级蒸汽流量、压力、温度、比焓降和效率等都可能发生

2、变化，零、部件的受力、热膨胀和热变形也都有可能变化。为了保证汽轮机安全、经济地运行，就必须弄清汽轮机的变工况特性。 电站汽轮机是固定转速汽轮机，限于篇幅，这里仅讨论等转速汽轮机的变工况。主要讨论蒸汽流量变化和初终参数变化时的变工况，其中也就包含了功率变化问题。汽轮机变工况是以级的交工况和喷嘲、动叶的变工况为基础的，因此，必须首先介绍喷嘴、动叶的变工况。第一节 喷嘴的变工况特性缩放嘴嘴的交工况已由流体力学介绍道了，其中一个重要概念，就是缩放喷嘴背压逐渐高于设计值时，将先在喷嘴出口处，后在喷嘴渐放段内产生冲波(或称激波)。超音速汽流经过冲波，流速大为降低，损失很大。所以，缩放喷嘴处于背压高于设计值

3、的工况下运行时效率很低。缩放喷嘴的速度系数与压比、膨胀度f的关系如图311所示。膨胀度，表示缩放喷嘴出口而积，与喉部临界截面而积之比。每条曲线上最高的点(图示a,b,c,d)是该缩放喷嘴的设计工况点。由图可见，缩放喷嘴设计压比越小，膨胀度f越大，而f越大的缩放喷嘴在实际压比增大时，降得越多，因而喷嘴效率也降得越多。 渐缩喷嘴背压高于设计值时不会出现冲波，速度系数仍然较高，如图3.1.1中最上面一根虚线所示，因而变工况效率仍然较高，仅在小于临界压比时，与效率才下降。一、渐缩喷嘴初压不变时背压与流量的关系喷嘴的流量公式为 （3.1.1）对于渐缩喷嘴，在定熵指数k和流量系数都一定的条件下，若喷嘴前滞

4、止参数、和出口而积都不变，则喷嘴流量G与背压的关系如图312中的曲线ABC所示。当时，G不变，如直线AB所示；当时，流量沿曲线BC变化，曲线BC是根据式(311)画出的。曲线BC段与椭圆的l4线段相当近似，若用椭圆曲线代替它，误差较小，故可用椭圆方程表示BC段的G，关系： （3.1.2）式中，是彭台门系数，各文字代号均同第一章式(1219)。式(312)比式(3.1.1)简便得多。下面分析式(312)的误差，将式(3，11)除以式(1224)得 （3.1.3）表311中列出了近似式(312)代替精确式(313)的计算误差。这一误差由式(312)的计算结果减去式(313)的计算结果，再除以式(3

5、13)的计算结果而得，计算中取13，即05457。由表311可见，用椭圆方程算得的流量比，都比精确值略小但误差一般只有千分之几，工程上是允许的。 表3.1.1 以椭圆公式代替精确公式计算流量比的误差()压力比0.6000.7000.7500.8000.8500.8750.9000.9250.9500.9750.9850.9901.000误 差0-0.35-2.26-3.34-4.36-5.96-6.64-7.56-7.99-8.66-9.33-9.60-11.200二、渐缩喷嘴前后参数都变化时的流量变化分临界工况与亚临界工况来讨论。1设计工况与变工况下喷嘴均为临界工况喷嘴出口流速达到或超过临界

6、速度时，称喷嘴处于临界工况。若设计工况和变工况下喷嘴内流速均达到和超过临界速度，则此两种工况下的临界流量之比为 （3.1.4）式中 ，变工况和没计工况下的临界流量；变工况下喷嘴前的滞止初压、滞止初温、滞止比容，(凡变工况参数，右下角都多加一角标“l”，以下均相同)。 若喷嘴前的压力变动是由蒸汽节流引起的，或工况变动前后未变或的变化较小或作近似计算而可忽略，则 （3.1.5） 参照式(311)，对于喷赏进口截面积：，可写出设计工况下由滞止状态点假想膨胀到实际进口状态点的连续方程： 变工况下同样可写出 上两式中，与是由喷嘴前滞止状态点假想膨胀到喷嘴前实际状态点的压力比，即，；是喷嘴进口面积，因是假

7、想膨胀，并无损失，效流量系数从l。上两式相比得 根据式（3.1.4）得 =是上式得解，即 或 （3.1.6）代入式(314)与式(3，15)，并认为，得 （3.1.7） （3.1.8）表明不同工况下的喷嘴临界流量正比于初压或滞止初压，反比于喷嘴前热力学温度的平方根或滞止热力学温度的平方根。若喷嘴前压力变动是由节流引起的，或喷嘴前温度未变(如滑压运行)，或因温度变化很小而可以忽略，或因近似计算而可以忽略温度变化(包括级和级组，后面凡不考虑温度变化时都是这四个方面的原因不再重复)，则喷嘴临界流量仅正比于初压或滞止初压。关于所带来的误差问题，在电站汽轮机中只有凝汽式汽轮机的最末一两级和调节级的喷嘴流

8、速可能超过临界速度。对于调节级，不论定压运行还是滑压运行，新蒸汽温度都应不变，且调节级喷嘴进口韧速，故；对于凝汽式汽轮机最末一两级，它们都处于湿蒸汽区，级前后压力和温度都很低，例如，流量由没计值增大20时，的误差仅为0.19左右。2设计工况与变工况下喷嘴均为亚临界工况喷嘴出口流速小于临界速度时，称喷嘴处于亚临界工况。若设计工况与变工况下喷嘴都是亚临界工况，流量比为 (3.1.9) 若不考虑温度变化，则 （3.1.10） 若工况变动前为临界工况，变动后为亚临界工况，则可用临界工况公式算到处再用亚临界工况公式由算到变动后的工况。若相反，则计算方法也相反。3渐缩喷嘴初压、背压与流量的关系若渐缩喷嘴前

9、后的蒸汽参数都变化，仅初温不变或不考虑初温变化的影响，则对于每一个初压都可画出一条与图312中曲线ABC相似的流量与背压的关系曲线，示于图313中。图中力AOB区域是临界工况区，临界流量与初压成正比。BOC区域是亚临界工况区，同一初压下流量与背压近似成椭圆曲线关系。若各初压下的临界压力比不变，则各曲线水平段与椭圆段的交点必位于同一直线OB上，因这些交点的纵横坐标成正比。由图313可一目了然地看出不考虑初温变化时流量与初压、背压的相互关系。以上所介绍的渐缩喷嘴变工况的结论，也适用于具有渐缩形通道的动叶。因从相对运动的观点来分析，动叶栅中的流动与喷嘴叶栅中的流动是完全一样的，只要把喷嘴前的热力参数

10、换为动叶前的相对热力参数即可。附带说明一点，固312中的虚线BO，虽对渐缩喷嘴不适用，但它适用于缩放喷嘴的各设计工况。因虚线BO是根据式(311)在与都一定旦、与喷嘴出口面积都不变的条件下画出的的G关系曲线，而式(21，1)是由连续方程、能量方程与等比嫡过程方程严密推导而得的，因此曲线BO应该有物理意义。疑问在于、与都不变时，减小为什么会使喷嘴流量降低?原因是不变时，随着设计背压P1的减小，设计压比减小，缩放喷嘴的膨胀度必然增大(见图311)，而出口而积已规定不变，故f增大必然使缩放喷嘴喉部面积减小，如图314所示，于是缩放喷嘴流量将随减小而减小。另外，也可从连续方程来分沂：由于超音速区域随着

11、压比减小，即随着比焓降增大，比容增大得较大而流速相对地增大得较小(见图123)，因此，当、一定的缩放喷嘴的设计背压降低时，若连续方程中不变，则必将减小。当不变而时，而为定值，只能使，则缩放顷嘴流量。达就表明图312中的虚线BO是各缩放喷嘴设计背压与流量的关系曲线，这些缩放喷嘴的出口面积不变，但喉部截面将随减小而减小，因而这些缩放喷嘴的流量也将随的减小而减小。第二节 级与级组的变工况特性在了解喷嘴与动叶的变工况特性后，就可分析级与级组的变工况特性。一、级内压力与流量的关系分级内为临界工况与亚临界工况两种情况来讨论。1级内为临界工况级内的喷嘴叶栅或动叶栅两者之一的流速达到或超过临界速度，就称该工况

12、为级的临界工况。1)级的工况变化前后喷嘴流速均达到或超过临界值时，不论动叶中流速是否达到临界值，此级的流量与滞止初压或初压成正比，与滞止初温或初温的平方根成反比，即 （3.2.1）若不考虑温度变化，则 （3.2.2）2）级的工况变化前后喷嘴流速均未达到临界值而动叶内流速均达到或超过临界值时，只要采用动叶的相对热力参数，喷嘴变工况的结论都可用在动叶上，故 （3.2.3）若不考虑温度变化，则 （3.2.4）若冲动级动叶顶部采用曲径汽封，则叶顶漏汽量极小，漏汽效率近于，其他情况下叶顶漏汽也不大。为了简化，可以认为喷嘴流量等于动叶流量，这时喷嘴在设计工况和变工况下的连续方程可写成 由于喷嘴在设计工况和

13、变工况下处于亚临界工况，故斜切部分没有偏转，喷嘴出口面积不变。将上两式相比后代入式(323)得这里设，对于动叶处于临界工况的凝汽式汽轮机末级是可行的，例如流量增大20时，其误差小于0.24。则上式变为 （3.2.5）若不考虑温度变化的影响，则 （3.2.6）可见级处于临界工况时，级的流量与滞止初压或初压成正比，与滞止初温或初温的平方根成反比；若不考虑温度变化，则流量只与滞止初压或初压成正比。2级内为亚临界工况若级内喷嘴和动叶出口汽流速度均小于临界速度，则称该级工况为亚临界工况。这时级的喷嘴出口连续方程为 设，则，代入上式得 （3.2.7）式(327)括号中的数值表示级的反动度为零时流过该级喷嘴

14、的流量，这时喷嘴出口理想比容是由状态点、等比嫡膨胀到的比容。若这时喷嘴出口速度仍小于临界值，则全级肯定是亚临界工况，那么 代入式(3.2.7)得设计工况为亚临界工况的流量方程： 同理，可写出工况变为亚临界工况的流量方程： 两式相比，并考虑：1) 亚临界工况下比容变化较小，经许多计算表明 2) ；3)4) 令，则 （3.2.8） 这是级的亚临界工况计算中的一个比较准确的公式。只有带来误差，但很小。所没，只是为了将、用、代替，不会带来误差。若，则可用、代替、来计算。该式也可用来对凝汽式汽轮机最末几级的小容量流量工况进行某些计算。近似计算中可对式(3.2.8)作两点近似假定：工况变动时，反动级的反动

15、度基本不变，冲动级的速比变化不大时，反动度变化较小，故可设；亚临界级的较大，较小，对于冲动级，是的几倍或十几倍，对于反动级倍数更多，故可同时忽略式(3.2.8)大根号内分子、分母的第二项。则式(328)简化为 （3.2.9）若不考虑温度变化，则 （3.2.9a）虽然设与忽赂大根号中分子、分母第二项的作用之间互有补偿，但并末完全抵消。故式(3.2.9)与式(3.2.9a)都是近似式。我们通过对BP25型冲动式背压式汽轮机进行的全机变工况计算机详算发现，在流量比设计值小30时，用式(3.2.9)的误差为3.14，流量偏离设计值越近，误差越小。二、级组压力与流量的关系流量相等而依次串联排列的若干级称

16、为级组。当级组内各级的汽流速度均小于临界速度时，称级组为亚临界工况；当级组内至少有一列叶栅(如某一级的喷嘴或动叶)的出口流速达到或超过临界速度时，称级组为临界工况。级组压力与流量的关系也要分临界与亚临界两种工况来讨论。1工况变化前后级组均为临界工况在各级通流面积不变的条件下，处于亚临界工况的级组，若级组前后压差由小变大，则各级流量和流速也要增大，这时一般是级组内最后一统最先达到临界速度，因为后面的级的比容较大，其平均直径往往比前而的级要大，若相邻两级的速比和反动度基本相同，则后一级的比焓降较大，也就是最后一级的比焓降往往最大，流速也常最大；然而，最后一统的蒸汽绝对温度量低，当地音速最小，因此最

17、后一级常最先达到临界速度。亚临界工况级组中某一级(一般是最末级)的喷嘴或动叶的汽流速度刚升到临界速度时，级组前后的压力比称为级组临界压力比，以表示，级组背压称为级组在初压下的级组临界压力，以表示，这时的流量为级组的临界流量，仍以表示。若变工况前后级组的末级都是临界工况，则 式中 设计工况下末级级前压力和热力学温度； 变工况下末级级前后压力和热力学温度。再对倒二级的动叶和喷嘴、倒三级的动叶和喷嘴、依次采用由式(3.2.3)推导式(3.2.5)的方法，并设 式中、设计工况与变工况下倒二级级前绝对温度。则 （3.2.10）式中 级组前后设计工况下的压力和绝对温度； 级组前后变工况下的压力和绝对温度。

18、若不考虑温度变化，则 （3.2.11）可见级组为临界工况时，级组流量与级组前压力成正比，与级组前绝对温度的平方根成反比，若不考虑温度变化，则级组流量只与级组前压力成正比。2工况变化前后级组均为亚临界工况图3.2.1(a)是斯托陀拉实验所得的级组蒸汽流量与初压、背压的关系曲线，每一条曲线表示级组在某一初压下的背压与流量的关系。只是由于级组中有若干列喷嘴和动叶，故同一初压下的级组临界压力必然比喷嘴临界压力小很多。期托陀拉实验的级组有8级，级组临界压力比。为简化计算，设级组内级数为无限多，则级组临界压力=0，图321(a)中的直线OB与纵坐标轴OA重合，如图321(b)所示，各条曲线都变为中心在原点

19、的椭圆曲线。把图(b)中的任意一条曲线视为设计工况下的曲线，则有再把图(b)中另一条曲线看作变工况下的曲线，则有 （3.2.12）若不考虑温度变化，则 （3.2.13）式(3212)和式(3213)就是著名的弗留格尔公式，是级组在亚临界工况下的级组流量与压力的近似关系式。对于式(3.2.13)，若初压不变()，则流量与背压为椭圆关系，即式(3.2.13)变为椭圆方程；若背压不变(=)，则流量与初压为双曲线关系，即式(3.2.13)变为双曲线方程。显然，级组内级数越多，同一下的临界压力相对地越接近于零，应用弗留格尔公式计算的误差越小；反之，误差越大。不论级组内级数多少，在设计工况下应用弗留格尔公

20、式时，=、=及，必然使，因此没有误差。偏离设计工况越近，误差越小；反之，误差越大。当=，时，弗留格尔公式的计算误差也为零。 斯托陀拉流量实验很早，为了验证其正确性，我们对BP25型背压式汽轮机进行了全机变工况的计算机详算。计算表明，弗留格尔公式是近似公式，级组内级数越多，偏离设计工况越近，误差越小。对于BP25型汽轮机员末两级组成的级组，在流量比设计值减小30以内时，用弗留格尔公式计算的误差在2.6以内，表明偏离设计工况较近时，即使级组内级数很少，仍可用弗留格尔公式近似计算。此外，在进行BP25型背压式汽轮机的全机变工况计算机详算时发现，亲速利用系数改变后，弗留格尔公式的计算误差也要改变，这是

21、因为计算机详算是以喷嘴、动叶出口连续方程为基础的，余速利用系数改变后，h-s图上的全机热力过程线有所变动，使各列动静叶栅出口比容变化，必然引起喷嘴、动叶出口连续方程的计算结果改变。然而弗留格尔公式对亲速利用系数、损失、效率和比容等影响喷嘴、动叶出口连续方程计算结果的许多变化因素不可能都体现，因此弗留格尔公式只能是一个近似公式。三、各级组的-G曲线现在根据压力与流量的关系画出级组的G曲线1凝汽式汽轮机非调节级各级组除很小容量的机组外，凝汽式汽轮机末级在设计工况下一般都处于临界工况。末级为临界工况时，若能依次把末级、倒二级看成一级组，再把末级、倒二级、倒三级看成一个级组，直到全部非调节级看成一个级

22、组，且忽略温度变化，应用级组前压力与流量成正比的关系，则得出各非调节级级前压力与流量都成正比关系。图3.2.2(a)所示是东方汽轮机厂生产的N 20012.7535535型汽轮机第l8段回热抽汽压力(以曲线18表示)和凋节级后压力(以曲线0表示)与全机总流量G的关系曲线；图3.2.2(b)、(c)所示是上海汽轮机厂生产的N30016.2550550型冲动式汽轮机与哈尔滨汽轮机厂生产的600Mw反动式亚临界凝汽式汽轮机的第l8段回热抽汽压力(曲线18)与G的关系曲线。这些曲线在G的区域成为直线，各直线段均表明压力与流量成正比。是末级最小临界流量。当全机流量G由最大值下降时，末级与G成正比下降，如

23、图3.2.3AB段所示。设末级后压力不变，当G下降到末级最小临界流量后，由于比焓降减小，末级由临界工况转为亚临界工况。G继续下降，末级前的G关系与各级组的G关系均应按弗留格尔公式计算，末级沿双曲线变化，如图3.2.3中BC段与图3.2.2(b)、(c)中曲线8左侧大半段所示。同理，末级与倒二级、末级与倒二、倒三级组成的级组的G关系也是双曲线关系，如图3.2.2(a)曲线8与图3.2.2(b)、(c)曲线7左侧所示。对于倒数第三级之前的各级到末级所组成的各级组，级组前往往是的十倍以上，同时忽略，又经开方，误差很小，因而变为，可见倒数第三级之前各级的，即使在末级临界工况下，也与成正比。如图322中

24、G区域的曲线l6与图3.2.2(a)中的曲线7所示。然而在流量很小处，若许多，则不宜忽略与，G关系应按双曲线变化，因而在理论上曲线l6最下端也像图3.2.2(b)、(c)的曲线7那样，稍向上弯曲，数值太小，不易画出。实际上，由于在小流量工况下，锻炉燃烧不易稳定，各级摩擦鼓风热量可能造成低压级温度过高以及末级动叶发生颤振等问题，汽轮机通常不允许在流量小于30设计值时长期运行，因此在实用变工况范围内，倒二级前各级都近似地与G成正比，如图3.2.2所示除(b)和(c)中曲线8以外的所有曲线。级组内各级流量相等是推导和实验求得级组G关系的前提。各种电站汽轮机一般都有回热抽汽，回热抽汽口前后级的流量不同

25、，严格地说不能把回热抽汽口前后的级放在同一级组内。但若回热抽汽只供加热本机凝结水用，虽各段回热抽汽量不与总流量成正比，可是大多与总流量G同方向增减，因此仍可近似地把回热抽汽口前后的级放在同一级组内来应用压力与流量关系式，误差不会太大。图3.2.2所示的三台汽轮机，都有八段回热抽汽。当各个加热器都投运时，各抽汽口的压力与总流量的关系如图所示。此图是根据这三台汽轮机的定压运行数据画出的，只有是编者估算的。由图可见，把回热抽汽口前后各级划在一个级组内，仍可应用级组G关系式进行近似计算、分析或估算。图322(a)所示的汽轮机，运行时基本上没有厂用抽汽，各工况点均较好地落在各条曲线上；图3.2.2(b)

26、所示汽轮机有少量厂用抽汽，除两三点外，其余各工况点也较好地落在各条曲线上；600 Mw反动式凝汽式汽轮机的厂用抽汽多一些。定压运行再热机组的流量变化后，中压缸进汽温度仍应达设计值，即使低负荷时稍低，但相差不大，仍有，故中压缸进汽压力仍与流量成正比。因此，高压缸调节级后汽温变化对中低压缸压力与流量的正比关系不会有影响。2背压式汽轮机非调节级各级组背压式汽轮机的排汽压力大多高于大气压力，排汽比容较小，末级直径较小，末级比焓降也就较小，流速较低；由于排汽压力较高，排汽温度也就较高，当地音速较大，故设计工况下背压式汽轮机的末级一般处于亚临界工况。因此，其非调节级的-G关系只能按弗留格尔公式计算。若排汽

27、压力基本不变，则-G关系为双曲线关系。调节抽汽式汽轮机调节抽汽口的压力是基本不变的，且大于大气压力，故抽汽口的各级也都处于亚临界工况，其-G关系也是双曲线关系，是与背压式汽轮机相仿的。图3.2.4所示是苏制BT25型两次调节抽汽式汽轮机高压缸的G关系实测曲线，每根都是近似双曲线。背压式汽轮机非调节级的实测G关系与图3.2.4类似。四、压力与流量关系式的应用1应用条件1)在推导和实验求取压力与流量的关系式时，都规定了工况变动前后通汽面积不变，因此应用这些关系式时，也必须保持设计工况和变工况下通汽面积不变。若因结垢或腐蚀等使变工况下通汽面积有了改变，则应进行修正，即 （3.2.14） （3.2.1

28、5）式中 a变工况下与设计工况下的通汽面积之比。 由上两式可见，若级组通流部分结垢(a1)，则同一流量下，必然升高；若通流部分腐蚀(a1)，则同下，必然降低。 对于调节级，只有当第一调节汽门开大或关小 而其他调节汽门均关闭时，通汽面积才不变，才可把调节级包括在级组内。若调节级在变工况过程中多开了或关闭了一个调节汽门，则改变了通汽面积，就不能包括在级组内，也不能对调节级单独应用流量与压力的关系式进行计算。 2)级组内各级流量相同是推导和实验求取压力与流量关系式的又一个前提。对于只有回热抽汽的级组本节已述及。对于有大量抽汽供取暖、动力或其他厂用抽汽的回热抽汽口两侧，及调节抽汽式汽轮机(详见本章第八

29、节) 的供热抽汽口两侧，都必须分作两个级组。 3)流过级组内各级的蒸汽应是一股均质流。然而对于调节级，多数工况下是流过两股初压不同的汽流(详见本章第三节)，级前压力既不能采用较高的初压，也不能采用较低的初压，所以这种工况下，整个调节级不能包括在级组内，其流量也不能单独地用级的压力与流量的关系式进行计算。但调节级的某个喷嘴组及其后动叶可以看成级，其压力或流量计算可应用级的压力与流量关系式。 由于许多工况下调节级都不能包括在级组之内，常使汽轮机的初参数不能作为已知量参与运算，故级组常从未级算起，以便把排汽参数作为已知量参与运算。2用于分析运行问题压力与流量的关系式除如上述用于计算外，还可用于分析运

30、行间题等。现举几个分析事故原因的例子。1) 某台一次再热超高压凝汽式汽轮机的功率突然下降40，此时机组无明显振动，机组参数变化如表321所示，负导表示降低。功率降低后，一些参数又基本稳定不变，各监视段压力近似成比例降低。 表821 故障汽轮机参数变化表 分析原因：调节级后压力和中间再热后压力降低，表明蒸汽流量变小，这由给水流量也相应变小而证实。由于各监视段压力与流量近似成正比，故可以认为各非调节级的工作是正常的。流量的突降是调节级或调节级之前的通流部分故障所致。由于通流部分故障并来引起机组振动情况的改变，因而可以认为流量突降不是转动部分的机械损坏所致。调节级喷嘴、动叶损坏常使流量增大，调节级叶

31、片断落可能使非调节级第一级喷嘴堵塞而使调节级后压力升高。但上述情况均与事实相反，因此不大可能是调节级的损坏。调节汽门阀杆断裂将使汽门一直处于关闭或近于关闭的位置。为了判断故障，移动油动机，提起阀杆，在第一调节汽门应该开大的范围内，发现流量并不增大，表明这一阀门动作失灵。 停机检查，结果是第一调节汽门阀杆断裂。 2)一超高压汽轮机在远行21个月后发现功率不断下降，已持续了一两个月。分析每天数据，发现功率是以不变的速率下降的，而不是突降的。与21个月前的运行数据相比，变化情况如表3.2.2所示。 分析原因：调节级后压力增加21.2，既然不是由于流量增加，那就只能是由于非调节级通流部分堵塞。由于这种

32、堵塞是稳定增加的，故不是机械损坏所致，极大的可能是通流部分结垢所致。又因为高压缸效率大为降低，故可能是高压缸结垢。 开缸检查，结果发现高压缸通流部分严重结垢，垢的成分中不少是铜。3) 某机三年运行数据表明，在调节汽门的同一开度下，功率是渐渐增加的，三年前后的同一调节汽门开皮下的运行数据之差如表323所示。 在发现上述问题后，曾进行试验，证明在各个调节汽门的不同开皮下，功率都变大。表3.2.2 故障汽轮机参数变化表(二)流 量功 率调节级后压力高压缸效率-17.2%-16.5%+21.2%-12.2% 表028 故髓汽轮机参数变化表(三)功 率调节级后压力中间再热后压力高压缸效率+11.0%+1

33、1.0%+10.2%-1.8% 分折原因：功率增加，流量必然增加。从调节级后各处压力基本上正比于流量增加来看，调节级以后各级的工作是正常的，那么功率变大就可能是调节级或调节级之前通流面积增大所致。各个调节汽门开度下功率(蒸汽流量)都变大，估计不应是调节汽门的问题，因为不可能几个调节汽门都同时发生问题。较大可能是调节级通流面积变大。这就有三种可能：调节级喷嘴腐蚀；调节级叶片损坏；调节级喷嘴弧段漏汽。若是后两种情况，则高压缸效率要大大降低。但并未大大降低，故多半是调节级喷嘴腐蚀。 开缸检查，结果是第一、二、三喷嘴组的喷嘴出口边腐蚀严重，调节级动叶腐蚀较轻。五、级的比焓降和反动度的变化规律了解级组的

34、G关系后，就可分析级的比焓降变化规律。固定转速汽轮机的反动度变化是比焓降变化引起的，故归并在一起介绍。1级的比焓降变化规律设计工况下和变工况下级的理想比焓降可表示为 （3.2.16） （3.2.17）1) 凝汽式汽轮机处于韧压、背压均与流量成正比区域的非调节级，其每级级前压力之比，每级级后压力就是下一级级前压力，则，得，既。以此代入式(3.2.17)后，再与式(3.2.16)相比得 （3.2.18）若，则。即凝汽式汽轮机初压、背压均与流量成正比的非调节级，流量变化时级的理想比焓降基本不变。对于凝汽式汽轮机的最末一级，在处，虽正比于G，但背压P c不与G成正比，若不变，则流量增大，增大：反之，流

35、量减小，减小。当时，末级与G的关系为双曲线关系，G下降时减得稍慢。凝汽式汽轮机的韧压、背压均与流量成双曲线关系的最后几级，其理想比焓降变化规律与背压式汽轮机相同。2）背压式汽轮机的非调节级在忽略变化影响时，由弗留格尔公式可得变工况下级前压力： 级后压力就是下一级的级前压力，可用求得 则 （3.2.19）将式(3.2.17)与式(3.2.16)相比得 式中， 由于、是设计值，为定值，故若则B是一个常数。将式(3.2.19)代入上式得 （3.2.20）式(3.2.20)中B、都是定值，或等于或在某一不大范围内变动，故背压式汽轮机非调节级理想比焓降的变化主要决定于流量变化。出了背压式汽轮机非调节。由

36、图和式(3.2.20)都可看出，流量变化越大，级的理想比焓降变化也越大；流量变化时，和都比大得较多的级，变化较小，和与接近的级，变化较大，末级变化最大。上述结论对调整抽汽式汽轮机的调整抽汽口之前各级及末级为亚临界的凝汽式汽轮机最后几级也适用。2级的反动度的变化规律由图1.6.2可见，在喷嘴与动叶出口面积比已制造好的情况下，级的反动度变化主要是速比变化引起的，也受级的压比变化的影响。固定转速汽轮机圆周速度不变，只有级的比焓降变化，才会引起速比变化，因此固定转速汽轮机的反动度变化主要是由级的比焓降变化引起的。当减小即速比增大时，如图3.2.6(b)中虚线所示，由于u不变，故，减为，动叶进口实际有效

37、相对速度为。由图明显地可以看出，。，是由动叶进口有效相对速度与动叶比焓降共同产生的，若反动度不变则上述不等式关系将使。但喷嘴出口面积与动叶出口面积小都未变，故喷嘴叶栅中以流出的汽流，来不及以的速度流出动叶栅，这就在动叶汽道内形成阻塞，造成动叶汽道与叶栅轴向间隙中压力升高，也就是使反动度增大。反动度增大将使减小，使增大，从而减轻动叶栅汽道的阻塞。反动度增大还将使比不变时为小，抵消了减小的部分作用。但当小于临界速度时，的变化率小于的变化率(见图1.2.3)，仍使，减小；若大于临界速度不多，则的变化率虽略大于的变化率，但两者仍差不多。然而反动度变化对基本上没有影响，故增大的影响未被抵消，仍可减轻所引

38、起的矛盾。当反动度增大到一定程度，使得 （3.2.21）则反动度自然不再增大，达到了平衡。 同理，增大即减小时，由图3.2.6(b)可见，因而故反动度必然降低。 由图1.6.2可见，当面积比f一定、变化使变化时，设计值较小的级，变化较大；设计值较大的级，变化较小，其原因在于级的设计反动度很小时，主要决定于，对的影响很小，当变小时，汽流进入动叶的实际有效相对速度减小，这就必须靠反动度增大较多，才能使增大到满足式(3.2.21)的程度。当级的设计反动皮接近0.5时，主要决定于，受的影响比较小，与虽仍相差较大，但与比较接近，故反动度变化微小就能满足式(3.2.21)。反动度的变化规律是：级的比焓降增

39、大，即速比减小时，反动度减小；级的比焓降减小，即速比增大时，反动度增大。设计反动度较小的级，比焓降变化时反动度变化较大；反之，变化较小，反动级的反动度基本不变。反动度变化的数量可由图1.6.2查得，或用式(1.6.9)试算求得。对于凝汽式汽轮机末级，在蒸汽流量G不变且动叶出口流速已超过临界速度的条件下，若排汽压力下降，则增大而不变，这是因为末级动叶前压力与动叶临界流量成正比，流量不变则不变，末级喷嘴前滞止压力与级的临界流量成正比，流量不变则不变故增大而不变。即级的比焓降增大时反动度增大。若上升，同理，级的比焓降减小而反动度减小。对于调节级，当动叶流速超过临界速度时，也会如此。六、撞击损失设计工

40、况下，汽流进入动叶栅的相对运动方向角与动叶几何进口角一致，汽流能平滑地进入动叶。级的比焓降改变时，由图3.2.6可见，减小，；增大，都会使汽流进入动叶的相对运动方向改变，从而使动叶附面层厚度改变， 叶型损失增加，这一附加损失称为撞击损失。早期透天原理中认为这一损失由撞击产生，因而得名。实际上这一损失是由附面层的变化引起的。的变化量以冲角(或称损击角)表示，则= （3.2.22）时为正，称正冲角；时为负，称负冲角。撞击损失，按叶栅试验数据计算。缺乏试验资料时按近似公式计算： （3.2.23）上式表示与动叶进口有效相对速度方向相垂直的分量全部损失掉。 目前常用的新叶型，其动叶进口边做成圆弧形，且背

41、弧的入口都分呈曲线形，从而减弱了叶片对汽流相对进汽角的敏感性，扩大了最佳进汽角的范围，减少了撞击损失。因此，当角变化不大时，可以不考虑此项损失。七、各级、 、的变化规律1凝汽式汽轮机非调节级1)末级是临界工况时，若忽略变化的影响，则流量G由设计值减小时，各级Po正比于G减小，阵末级外各级均不变，与也都不变。处于过热蒸汽区的各级，级内损失都不变，级的内效率也不变，各级内功率只正比于G减小。处于湿蒸汽区的级，干度变化使湿汽损失变化，引起变化，除末级外各级的内功率只正比于G而减小。对于末级，设排汽压力Pc不变，当G减少时减小；由于较大功率的凝汽式汽轮机末级。都很大，是反动级，故基本不变；减小便增大，

42、降低；只正比于G下降。G增大时各级各参数的变化规律，请同学们自行归纳。2)末级为亚临界工况时，只有最后两、三级的变化规律与背压式汽轮机非调节级相同，其余各级均与上面所述临界工况相同。2背压式汽轮机非调节级末级一般为亚临界工况，忽略变化，当G由设计值增大时，各级按双曲线上升。设末级排汽压力不变，各级都增大，但越是前面的级增加得越少，越是后面的级增加得越多。各级的、都减小，越是前面的级和减得越少，越是后面的级和减得越多。各级的只与G成正比增大。G减小时各级各参数的变化规律，请同学们自行归纳。3调节级只讨论全开调节汽门后的喷嘴与动叶组成的这部分调节级。当G由设计值减小（增大) 时，背压下降(升高)，

43、不变，增大(减小)。动叶为亚临界工况时，与减小(增大)，下降，正比于G；动叶为临界工况时，仅与同方向增减，其它参数的变化同动叶为亚临界工况。第三节 配汽方式及其对定压运行机组便工况的影响汽轮机的配汽方式有节流配汽、喷嘴配汽与旁通配汽等多种，其中最常用的是节流配汽与喷嘴配汽两种。旁通配汽主要用在船、舰汽轮机上，故这里不作介绍。下面先介绍配汽方式，然后介绍配汽方式对定压运行机组交工况的影响。一、节流配汽进入汽轮机的所有蒸汽都通过一个调节汽门(在大容量机组上，为避免这个汽门尺寸太大，可通过几个同时启闭的汽门)，然后流进汽轮机，如图331(a)所示。最大负荷时，调节汽门全开，蒸汽流量最大，全机扣除进汽

44、机构节流损失后的理想比治降(见图3.3.1b)最大，故功率最大。部分负荷时，调节汽门关小，因蒸汽流量减小，且蒸汽受到节流，全机扣除进汽机构节流损失后的理想比治降减为故功率减小。图331(b)中表示调节汽门全开时第一级级前压力，表示调节汽门部分开启时第一级级前压力。节流配汽汽轮机定压运行时的主要缺点是，低负荷时调节汽门中节流损失较大，使扣除进汽机构节流损失后的理想比焓降减小得较多。通常用节流效率表示节流损失对汽轮机经济件的影响： （3.3.1）根据第二章全机相对内效率的定义，可得 （3.3.2）式中，指未包括进汽机构的通流部分相对内效率，对再热机组、均为高中低压缸比焓降之和。 节流效率是蒸汽初终

45、参数和流量的函数。图3.3.2是初压12.75MPa，初温565时，节流效率与背压、流量比的关系曲线。只要求出下的，若是再热机组尚需知道再热压力、再热压损与再热温度，就可查水蒸汽图表求出。由图可见，在同一背压下，蒸汽流量比设计值小得越多，调节汽门中的节流越大，节流效率越低。在同一流量下，背压越高，节流效率越低。因此，全饥理想比焓降较小的背压式汽轮机，不宜采用节值配汽。背压很低的凝汽式汽轮机，即使流量下降较多，节流效率仍降得根少。与喷嘴配汽相比，节流配汽的优点是：没有调节级，结构比较简单，造成本较低；定压运行流量变化时，各级温度变化较小，对负荷变化适应性较好。现代大型节流配汽汽轮机若是滑压运行则

46、既可用于承担基本负荷，也可用于调峰；若定压运行，则只宜承担基本负荷。二、喷嘴配汽喷嘴配汽如图333所示，汽轮机第一级是调节级，调节级分为几个喷嘴组，蒸汽经过全开自动主汽门l后，再经过依次开启的几个调节汽门2，通向调节级。通常一个调节汽门控制一个喷嘴组，喷嘴组一般有36组。当负荷很小时，只有一个调节汽门开启，也就是只有第一喷嘴组进汽，部分进汽度最小；负荷增大而第一调节汽门接近全开时，打开第二调节汽门，第二喷嘴组才进汽，部分进汽度增大，依次类推。因此，部分负荷时，只有那个部分开启的调节汽门中的蒸汽节流较大，而其余全开汽门中的蒸汽节流已减到最小，故定压运行时的喷嘴配汽与节流配汽相比，节流损失较少，效

47、率较高。这是喷嘴配汽的主要优点。由于各喷嘴组间有间壁(或距离)3，如图3.3.3(b)所示，因此，即使各调节汽门均已全开，调节级仍是部分进汽，也就是说在最大功率下调节级仍有部分进汽损失，而且调节级的直径比第一非调节级大，调节级的余速不能被利用。而对于节流配汽，除容量根小者外，第一级就做成全周进汽，没有部分进汽损失，而且第一级的余速可被第二级利用。因此，在额定功率下，喷嘴配汽汽轮机的效率比节流配汽稍低。喷嘴配汽的主要缺点是，定压运行时调节级汽室及各高压级在变工况下湿度变化都较大，从而引起较大的热应力，这常成为限制这种汽轮机迅速改变负荷的主要因素。喷嘴配汽汽轮机不论定压运行还是滑压运行，既可承担基

48、本负荷，又可用于调峰。定压运行的背压式和调节抽汽式汽轮机宜采用喷嘴配汽方式，以减少节流损失。设调节级为四个喷嘴组，图3.3.4所示是第I、II调节汽门全开，第III调节汽门部分开启，第IV调节汽门关闭时的调节级热力过程线。初压为的新蒸汽流经自动主汽门和两个全开调节汽门后，压力降到，调节级后压力为，第I、II两喷嘴组和动叶的理想比焓降相等，即，有效比焓降也相等，即，动叶后比焓为；流经部分开启的第III调节汽门的蒸汽，其节流较大，第III喷嘴组前压力降为理想比焓降较小，为，有效比熔降为，动叶后比焓较高，为。由于调节级后的环形空间是相通的，级后压力相同，故两股初压不同的汽流在调节级中同样膨胀到，在调

49、节级汽室中混合后，流入第一非调节级。为使这两股汽流混合均匀，调节级汽室容积较大，且调节级直径大于非调节级第一级直径。不利用余速，以免汽流在末混合之前进入第一非调节级使得进汽不均匀而效率下降。两股汽流混合后的比焓可用下面式子求得 （3.3.3）那么，调节级的相对内效率为 （3.3.4）上三式中 第I、II、III喷嘴组中的流量； 全开与部分开启调节汽门后喷嘴组和动叶的相对内效率。三、调节级压力与流量的关系在喷嘴配汽的汽轮机中，调节级是特殊级，它的变工况与中间级和末级的都不同，需要专门介绍。1简化的调节级压力与流量的关系以凝汽式汽轮机中具有四组渐缩喷嘴的单列动叶调节级为例。变工况特点，可作以下简化

50、假定：1)忽略调节级后温度变化的影响，调节级后压力正比于全机流量；2)各种工况下级的反动度都保持为零，；3)四个调节汽门依次开启，没有重叠度；4)几全开调节汽门后的喷嘴组前压力均为不变。 图3.3.5(a)是上述假定下调节级四个喷嘴组的P曲线。设计工况下，前三个调节汽门全开，第IV调节汽门关闭，流量为G。最大流量下，四个调节汽门全开，流量为1.2G。图3.3.5(b)是各喷嘴组蒸汽流量与总流量的关系曲线，由于纵横坐标部是流量，故0Q线必然是45o斜线。调节级汽室压力的变化线，以图3.3.5(a)中的辐射线0S表示，凝汽式汽轮机以全部非调节级为一机组忽略调节级后温度变化，有故与流量成正比。已设调

51、节级的反动度始终为零，则，故直线0S也代表。第1调节汽门开始开启到全开之后，第1喷嘴组前压力的变化由折线017表示。在第I调节汽门开始开启到全开的过程中，调节级只有第1喷嘴组通汽，通汽面积不变，故可把调节级和所有非调节级看成一个级组，因此第I喷嘴组前压力与成正比，如辐射线0l所示。点1表示第1调节汽门全开，达最大值。直线137表示第II、III、IV调节汽门依次开启时，第1喷嘴组前压力=不变。虚线0ag是折线017的临界压力变化线，。以02H段表示的，也是小于虚线0aH表示的，故第I喷嘴组流过的是临界流量，如图(b)中的折线0IJ所示，其中0I段表示第1调节汽门逐渐开大时，临界流量正比于增大；

52、IJ段表示=不变时，临界流量也不变。图(a)中HS段表示的 (即)大于虚线Hg表示的临界压力，表明第1喷嘴组处于亚临界工况，又不变，故第1喷嘴组的流量随背压升高而按椭圆曲线下降，如图(b)中JK段所示。第II调节汽门开启过程中和全开后，第II喷嘴组前压力的变化以曲线2m37表示，的临界压力以虚线bcg表示。第II调节汽门开启之前，第II喷嘴组前汽室，经喷嘴、动叶与级后汽室相通，故第II组喷嘴前的压力也是。以2r段表示的调节级后压力 (即)大于虚线br表示的，故第II喷嘴组及其动叶所组成的级为亚临界工况，级的关系由式(3.2.9a)计算，现稍有增大，故曲线2m是近似双曲线。以r4段表示的 (即)小于以虚线rc表示的，所以这一段内第II喷嘴组是临界工况，以m3表示的与第II喷嘴组的蒸汽流量成正比，故m3是过点8的辐射线上的一段。直线37表示第II调节汽门已全开，在第III、IV调节汽门开启时，=不变。图(b)中的斜线IL表示第II调节汽门不断开大，第II喷嘴组中流量不断增加。直线LM表示第II调节汽门全开后，=不变，第II喷嘴组中临界流量也保持不变。两椭圆曲线MN与JK