《汽轮机原理3》全册配套完整教学课件

《汽轮机原理3》全册配套完整教学课件汽轮机原理发电厂与汽轮机

汽轮机，叶轮旋转机械，通过膨胀，将蒸汽的热能转变为汽流的动能；通过动量转换，将汽流的动能转变为转子的旋转机械能。

汽轮机，将蒸汽的热能转变为旋转机械能输出。在蒸汽热力循环中，膨胀做功，抽汽回热，凝结蒸汽回收工质。NuclearPower.swf研究主题流动实现能量转换，降低流动损失、减少作功介质流失，是提高效率的关键所在膨胀

合理的流道亚音速渐缩，超音速渐扩前、后有压差动量转换冲动原理

只变方向，不变大小汽轮机工作原理反动原理只变大小，不变方向汽轮机工作原理特点

旋转机械，连续工作，高温、高压、高转速高效、大功率结构特征叶片叶轮轴

相邻叶片的空间构成弯曲型汽流通道，改变汽流的方向和膨胀度。汽轮机原理教学内容与安排

以电站汽轮机为研究对象，计算蒸汽热能向转子旋转机械能转换所需的热力与结构参数，研究影响高效转换的机理与实现的途径；分析汽轮机偏离设计工况下的运行特性，讨论影响凝汽器传热性能的因素和主要部件的强度；介绍汽轮机的控制原理和控制系统组成及特性。7汽轮机原理教学内容与安排级工作原理(20%)

已知级初、终参数计算级产生的功率及所需的流量与叶片高度，以及能量转换过程中的损失多级汽轮机及汽轮机装置(9%)

分配级的初、终参数和焓降，级以外的损失及轴向力平衡与轴封系统汽轮机运行特性(21%)

汽轮机偏离设计工况时基于压力的流量、功率估算及安全、经济性分析8汽轮机原理教学内容与安排凝汽器及其运行特性(11%)

汽轮机乏汽的凝结和汽轮机低排汽压力形成的原理及其影响因素汽轮机的调节与控制原理(21%)

电站汽轮机的转速与负荷控制原理，以及数字电液控制系统汽轮机部件的强度(18%)

汽轮机零部件的强度校核与安全分析汽轮机原理教学内容与安排难学吗？难!专业课，知识应用为主，用比学难难!知识点分散，知识面广难!内容多，学时短能学好吗？态度决定一切!世上无难事，只要肯努力探索好的学习方法不及格多吗？我的事情我作主！为消除不及格而团结奋斗!汽轮机原理教学内容与安排参考书

沈士一、庄贺庆、康松、庞立云合编汽轮机原理，水利电力出版社，1992康松主编汽轮机原理习题集，水利电力出版社，1988考核作业8%报告3%课堂测验4%期中20%期末65%

创新奖励11教学改革教学团队教授为主讲教师，负责课堂教学；6个研究生组成助教团队，负责作业批改和课后答疑。作业电子化所有作业电子化网络提交，助教电子化批改，并且电子化网络返回。答疑网络化在课程“工作区”内，学生与负责助教讨论问题和交流学习。12教学团队解李杨程志潘杭萍葛芝含于依卉张敏勤赵梦甜陈硕卞绍华汤可怡於鹏程汪杨王昌朔石岩许昌刘志强李雨轩王照彬王磊康泰金锐凡张意祥谢云飞刘明柳帅杨翔东徐钟宇肖鸣达杨祖辉闫景春赵静于诗莹潘天尧杨子玄霍铭心13教学团队易思强洪梦姣蒋励林彤万意潘颖庭潘维鑫陶伟张凌翔唐卓人潘志成刘志勇吕浩杨洋第一章汽轮机级的工作原理研究内容

已知级初、终参数时的能量转换和影响因素，以及实现转换所需的结构参数与最佳参数匹配。研究方法先研究理想级的能量转换，然后分析实际因素对理想级的修正。热力过程线。教学内容

第一讲级内膨胀与汽流速度第二讲动量转换与最佳速比第三讲级内流量与叶栅几何参数设计第四讲级内损失与级相对内效率及其影响因素第五讲长扭叶片原理与现代设计15第一章汽轮机级的工作原理核心内容：由初、终参数(p0、t0和p2)计算出单位质量蒸汽产生的轮周功由要求的级功率计算出所需的级蒸汽量由级蒸汽量计算出所需的喷嘴、动叶出口通流面积由喷嘴与动叶的出口通流面积计算出平均直径、叶片高度、出口汽流角等结构参数使轮周效率达到最大的汽流与结构的最佳匹配参数级内损失机理与级效率提高弯、扭叶片的设计原理1.1级工作的热力、流动分析与计算1.1.1级的工作过程汽轮机的级由一列喷嘴叶栅和与之配合工作的动叶栅所组成。动叶栅可为单列，也可为多列。第一讲级内膨胀与汽流速度工作过程蒸汽在喷嘴(nozzle)中降压增速，热能转变为汽流动能；动叶(blade)中继续降压增速，由动量改变转换成转子的旋转机械能。轮周功

单位质量蒸汽在单位时间内所做的功第一讲级内膨胀与汽流速度1.1.2理想级级叶栅中的实际流动环形通道、存在介质泄漏，三维空间、非定常(随时间变化)复杂流动环形叶栅18理想级简化

第一讲级内膨胀与汽流速度无端壁边界效应

上、下等节距

无径向、沿节线的弯曲流动

一元流动在空间某曲线坐标方向上流动显著，而其法线方向上可略去不计。空间曲线坐标系一维流动流体一个方向流动显著，其余二个方向可忽略不计。正规坐标系无泄漏定常流动

S19第一讲级内膨胀与汽流速度基本方程理想气体状态方程绝热等熵过程气体的焓音速

1.1.3级的热力过程与膨胀线蒸汽在动、静叶栅中膨胀过程在h-S图上的表示滞止参数

相对于流道速度为零的虚拟热力参数。第一讲级内膨胀与汽流速度余速损失

动叶排汽余速动能热力过程线清晰显示了级内能量转换与平衡、损失发生的部位和滞止参数意义，揭示了提高级效率的工作方向。21第一讲级内膨胀与汽流速度1.1.4级的分类反动度描述蒸汽在动叶中膨胀的相对大小动叶中的理想焓降与级的等熵绝热焓降之比级的分类

纯冲动动叶中不膨胀反动级喷嘴、动叶中焓降相等

冲动级动叶中膨胀小于喷嘴阻塞流变工况时出现22第一讲级内膨胀与汽流速度级分类纯冲动级反动度为零，动叶流道等截面且前、后压差为零。汽流转角较大反动级反动度为0.5，动、静叶流道相近，前、后有压差。汽流转角较小带反动度的冲动级反动度不大于0.3大反动度级反动度大于0.7以上，低压末级组1.1.5汽流速度与速度三角形喷嘴内膨胀与出口汽流速度理想过程等熵过程。热力学第一定律(能量平衡)

喷嘴出口理想流速

第一讲级内膨胀与汽流速度第一讲级内的能量转换与轮周功输出基于理论关系的计算

由代入焓的表达式，得以初参数及压比为函数的出口理想流速基于水蒸汽热力特性的计算

由查水蒸汽特性参数，求得出口理想速度喷嘴出口汽流速度与初参数及前、后压比有关第一讲级内膨胀与汽流速度速度系数有损失的熵增流动，实际速度小于理想速度喷嘴速度系数喷嘴损失第一讲级内的能量转换与轮周功输出动叶内膨胀与出口汽流速度蒸汽在旋转的动叶中，膨胀使汽流的相对速度增大。轮周速度动叶平均直径处的圆周速度第一讲级内膨胀与汽流速度026第一讲级内的能量转换与轮周功输出理想过程

能量平衡

动叶出口理想流速动叶进口滞止焓相对于动叶通道速度为零的热力参数实际过程有损失的熵增。定义动叶速度系数动叶出口速度三角形与绝对速度

第一讲级内膨胀与汽流速度w2t27第一讲级内的能量转换与轮周功输出级速度三角形动叶进、出口速度三角形特别注意：在动叶进、出口处，汽流相对于流道的速度变化很大。喷嘴出口为超音速，在动叶内不一定超音速；动叶出口超音速，但在动叶后不一定超音速

为喷嘴和动叶的几何参数，几乎不随运行工况变化；为运行参数，随运行工况变化。2829第一讲级内的能量转换与轮周功输出纯冲动级

动、静叶型线差异大汽流进、出转角大

动叶速度系数小第一讲级内膨胀与汽流速度30第一讲级内的能量转换与轮周功输出纯反动级

动、静叶型线基本相同汽流转角小

动叶速度系数大第一讲级内膨胀与汽流速度31第一讲级内的能量转换与轮周功输出1.1.6速度系数的影响因素影响因素表面粗糙度表面越光洁，摩擦损失就越小型线决定着流通内压力场、速度场分布冲动级动叶中汽流转角大、膨胀小，附面层易增厚和脱离反动级动叶中汽流转角小、膨胀大，附面层不易增厚常用数值喷嘴一般为0.92～0.98，常取0.97动叶一般为0.85～0.95，正比于反动度，常取0.95

第一讲级内膨胀与汽流速度第二讲动量转换与最佳速比1.1.7本讲小结本讲所涉教材内容：PP6～

9、PP13～

19基本概念轮周功、滞止参数、反动度、纯冲动级、冲动级、反动级、速度系数、喷嘴损失、动叶损失、余速损失、轮周速度基本方法级热力过程线、喷嘴(动叶)的能量平衡、速度三角形强化掌握级热力过程线、速度三角形、出口汽流速度的计算PBL(基于问题的学习PROBLEMBASEDLEARN)1.已知级初参数、终参数、反动度和、、转速、平均直径计算余速损失、轮周功。

2.冲动级与反动级在热力过程线、叶栅通道形状、速度三角形、动静叶的速度系数等有何差异。第一讲级内膨胀与汽流速度第一讲级内的能量转换与轮周功输出例：一电站汽轮机中某级，反动度为零，平均直径为1500mm，喷嘴进口蒸汽，喷嘴后，速度系数。求（1）该级的速度三角形；（2）喷嘴损失、动叶损失、余速损失和轮周功。解：1.求滞止参数由初压、初温，在h-s图确定喷嘴进口状态点“0”，得初焓

喷嘴进口动能喷嘴进口处滞止焓第一讲级内膨胀与汽流速度第一讲级内的能量转换与轮周功输出在h-s图上，由“0”垂直向上求得

2.求喷嘴出口汽流速度在h-s图上“0”等熵向下至得喷嘴后理想焓值则喷嘴中理想焓降喷嘴出口理想速度喷嘴出口实际速度喷嘴损失

3.求动叶进口相对速度轮周速度动叶进口相对速度

4.求动叶出口速度第一讲级内膨胀与汽流速度35第一讲级内的能量转换与轮周功输出因级反动度为零，动叶出口相对速度动叶损失动叶出口绝对速度

4.级速度三角形

5.轮周功

第一讲级内膨胀与汽流速度汽流力的计算

绝对坐标系切向轴向相对坐标系切向轴向1.2.1动量转换与汽流对动叶的作用力原理汽流在动叶中动量改变，等于作用在动叶上的冲量，进而对动叶产生作用力。由产生旋转机械功的轮周力和不做功的轴向力组成。第一讲级内的能量转换与轮周功输出第二讲动量转换与最佳速比第一讲级内的能量转换与轮周功输出第二讲动量转换与最佳速比切向力轴向力动叶上总轴向力汽流轴向力与压差力的总和。

动叶有效作用面积轮周功率蒸汽单位时间推动叶轮旋转所作的机械功

即轮周力与速度的乘积轮周功率与轮周功关系

决定于膨胀，还与流量有关38第二讲动量转换与最佳速比Euler方程透平机械的Euler方程第二讲动量转换与最佳速比1.2.2

轮周效率目标

本级可用能最大地转变为轮周功输出。可用能进汽动能+理想焓降。因本级余速动能有可能部分或全部被下级利用，故本级可用能还应扣除被下级利用的余速动能余速利用系数

余速动能被下级所利用的份额调节级和排汽级为0.0抽汽级为0.0～0.5中间级为1.0。级理想能量

级理想滞止焓降减去被下级所利用的余速动能，即余速被利用的多少决定于动叶的排汽汽流角α2，与下级进汽角一致时将被全部利用，否则被部分利用。40第二讲动量转换与最佳速比轮周效率轮周功与该级理想能量的比喷嘴损失系数：动叶损失系数：余速损失系数：轮周效率的影响因素喷嘴、动叶损失速度系数、反动度、轮周速度余速损失反动度、轮周速度u改变反动度改变41第二讲动量转换与最佳速比第二讲动量转换与最佳速比反动度一定时，动叶出口相对和绝对速度很大程度上决定于轮周速度，并由此决定于轮周效率最佳速比速比轮周速度与喷嘴出口汽流速度之比，即最佳速比使轮周效率达到最大时所对应的速比假想速度假想级理想焓降全部在喷嘴中膨胀的喷嘴出口速度，即

假想速比

轮周速度与级假想速度之比，即第二讲动量转换与最佳速比最佳速比求取

通过求取上式在反动度等一定时关于的最大值，即求。最佳速比的数值求解

速比与轮周效率.xls44第二讲动量转换与最佳速比00.4940.88814923.91107.140.10.520.88754726.72105.170.20.5480.88548730.96102.430.30.5840.88145338.81101.170.40.6130.87495295.50.50.640.86456977.7788.890.60.6860.849353123.9785.76余速不用时反动度与最佳速比及汽流角关系第二讲动量转换与最佳速比最佳速比随反动度增大而增大，冲动级的最佳速比小于反动级最佳速比时，动叶中汽流转角随反动度增大而减小最佳速比时，动叶绝对出口角在90度附近随反动度增大而减小在相同轮周速度下，最佳速比时纯冲动级的理想焓降约为反动级的1.678倍46第二讲动量转换与最佳速比00.6070.91930.51530.10.6370.920736147.50.20.6570.921243.31390.30.6660.920552.85126.620.40.6660.918566.18110.880.50.6590.91585.6393.90.60.6450.9099109.577.64余速利用时反动度与最佳速比及汽流角关系47第二讲动量转换与最佳速比余速利用，提高了轮周效率，且曲线平坦最佳速比增大，增幅随反动度增大而减小低反动度时，最佳速比对应的动叶排汽角过大，汽流不能顺利进入下级喷嘴，实际余速不能得到全部利用1.2.3最佳速比与汽轮机的级的焓降分配最佳速比与级焓降第二讲动量转换与最佳速比最佳速比随反动度增大，在大致相等轮周速度下，反动级的焓降小于冲动级，初、终参数相同的机组，反动式级数多于冲动式。大容量机组的平均直径大于小机组，同初、终参数的大机组级数少于小机组。高压级的平均直径小于低压级，故低压级的焓降大于高压级。高压缸的级数多于低压缸第二讲动量转换与最佳速比1.2.4本讲小结本讲所涉教材内容PP19～

27基本概念轮周效率、理想能量、喷嘴损失系数、动叶损失系数、余速损失系数、速比、假想速比、最佳速比基本公式理想能量、轮周效率强化掌握最佳速比的影响因素、反动与冲动级的最佳速比、最佳速比与汽轮机设计PBL基于问题的学习

1.基于速度三角形和喷嘴、动叶及余速损失的关系，分析速比是影响轮周效率的重要因素和存在着使轮周效率达到最大的速比。

2.对比分析冲动级和反动级在轮周效率与速比变化关系和最佳速比的特征。第三讲最大流量与叶栅几何参数设计1.3.1

叶栅通道的流量计算原理焓降决定流速和轮周功，流量决定级的功率，喷嘴、动叶(喉部）出口面积决定级的膨胀和通流能力流量计算方法理想流量加实际修正对出口面积为的喷嘴，其理想质量流量为单位面积的流量决定于级的初参数和压比出口面积为动叶，理想质量流量第三讲最大流量与叶栅几何参数设计

流量系数与实际流量

流量系数流量系数与速度系数

因故

。

实际中，两者分别由动能损失与流动试验求取，前者是速度分布的均方平均，后者是速度分布的算术平均，实测流量系数大于速度系数。简化计算时，速度系数和流量系数取同值。52第三讲最大流量与叶栅几何参数设计湿蒸汽的流量系数大于1

湿蒸汽在降压膨胀过程中部分蒸汽释放汽化潜热凝结为水、湿度增大，但因流速很快、传热速度相对滞后，汽化潜热来不及传给蒸汽，使蒸汽产生过冷，比容减小，从而导致实际流量大于理想流量的局面。在湿蒸汽区，流量系数通常按计算。1.3.2临界与最大流量流动临界压力波在蒸汽中以音速传播，当渐缩喷嘴出口汽流速度达到当地音速时，背压的扰动无法向前传播，故最大出口流速仅为当地音速。即第三讲最大流量与叶栅几何参数设计临界压比将喉部截面达到音速时为临界状态。对应流道的进、出口压力比称为临界压比(Criticalpressureratio)

。绝热等熵临界压比过热蒸汽饱和蒸汽临界速度仅与进口的初参数有关最大流量达到临界时，喉部蒸汽参数不再改变，汽流速度也不再增加，其流量达到最大。第三讲最大流量与叶栅几何参数设计记住！最大流量仅与初参数有关。实际最大流量为理想最大流量乘流量系数，即流量比系数与椭圆公式流量比系数又称彭台门系数，同初参数时，通过流道的流量与其最大流量的比，用β表示。

即第三讲最大流量与叶栅几何参数设计速比与轮周效率.xls椭圆公式

彭台门系数曲线近似于椭圆曲线，简化计算，用椭圆公式近似。即流量计算方法先由初参数求得最大流量，然后由前后压比计算彭台门系数β，最后友情提醒！因存在着临界和最大流量，计算流量时必须先计算压比，并判定是否临界第三讲最大流量与叶栅几何参数设计1.3.3斜切部分膨胀与超音速斜切部分膨胀

当背压低于临界压力时，A点的压力扰动以音速向BC边传播，其前锋到达D点，形成压力为背压的等压线AD。蒸汽在AB与AD间压差作用下在ABD所构的渐扩流道中偏转继续膨胀增速，使之达到超音速。第三讲最大流量与叶栅几何参数设计极限膨胀

当特性线的前锋与AC重合时，斜切部分的压力分布再也不受喷嘴后压力进一步降低的影响，即斜切部分的膨胀能力全部用完。对应压力称为极限膨胀压力极限膨胀压比斜切部分膨胀的大小决定于，故极限膨胀也决定于。汽流偏转角斜切部分膨胀使蒸汽比容增大，汽流只有改变流动方向才可增大通流面积维持正常流动

第三讲最大流量与叶栅几何参数设计1.3.4叶栅几何参数设计喷嘴尺寸设计功率决定流量，而流量决定叶栅高度

最小喷嘴高度叶高过小，叶顶和叶根的边界层和漏汽影响很大，效率很低，通常要求喷嘴高度不小于11～15mm。增大叶高措施减小平均直径、减小喷嘴出口角、降低喷嘴出口速度和采用部分进汽。部分进汽度e

工作喷嘴所占的圆周长度与全圆周长度之比，即第三讲最大流量与叶栅几何参数设计动、静叶栅几何参数

平均直径，叶片高度l，叶栅节距t，叶栅宽度B，叶栅通道进口宽度a,出口宽度a1和a2，叶型弦长b和出口边厚度，出口汽流角一般地，在11°～17°；在20°～30°；通常设计情况下，

比略大2°～4°。在非设计工况下，和将随工况而变。第三讲最大流量与叶栅几何参数设计动叶尺寸设计保证喷嘴出口蒸汽全部进入动叶

盖度动叶与喷嘴的高度差。叶顶盖度和叶根盖度1.3.5反动度的实现原理一定流量时，蒸汽膨胀决定于流道的形状，故动、静叶出口面积比是实现反动度的主要因素。冲动级喷嘴、动叶出口参数相近，因故61第三讲最大流量与叶栅几何参数设计反动级动叶中膨胀，，比容略大于喷嘴出口，故。随压力降低，比容增大较快，动、静面积比增大。面积比与反动度

第三讲最大流量与叶栅几何参数设计冲动级的反动度确定反动度沿叶高的变化动、静叶间隙中汽流切向运动产生的离心力，使叶顶处的静压力高于叶根处，反动度沿叶高增大。近似地动叶平均直径；h为自叶根的高度。冲动级叶根处反动度0.03～0.05

叶根处处于微漏汽状态，防止隔板漏汽干扰动叶进口的主流场冲动级的平均反动度随叶高增大而增大第三讲最大流量与叶栅几何参数设计1.3.6蒸汽通过喷嘴时的流动分析小结第三讲最大流量与叶栅几何参数设计当初参数一定时，逐渐降低背压，出口汽流速度和流量增大。在背压降至临界压力时，其后流量不再增大，但出口汽流角偏转而增大；在背压降至极限膨胀压力时，出口汽流速度和出口汽流角不再增大。在流量和出口汽流角计算时，特别要注意判别是否达到临界。第三讲最大流量与叶栅几何参数设计1.3.7本讲小结本讲所涉教材内容PP10～13、PP27～30基本概念流量系数、临界压比、最大流量、流量比系数(即彭台门系数)、部分进汽度、盖度。基本原理最大流量、椭圆公式、斜切部分膨胀、反动度的实现基本公式流量公式、最大流量、椭圆公式强化掌握流量计算、叶栅几何参数设计、不同压比下流速、流量和出口汽流角的变化规律。PBL基于问题的学习

1.已知级初参数、终参数如何计算通过喷嘴或动叶的蒸汽量。

2.基于速度三角形分析动、静面积比与级反动度间的关系。第三讲最大流量与叶栅几何参数设计例：汽轮机某级、、和。喷嘴为渐缩型，其出口面积。试计算：（1）通过喷嘴的实际流量(取流量系数0.97)；（2）当时，通过喷嘴的流量又为多少？（3）如果喷嘴入口，则在（2）条件下喷嘴的流量？第三讲最大流量与叶栅几何参数设计解（1）由初终参数查蒸汽特性参数得，级理想焓降：喷嘴理想焓降：喷嘴出口理想焓值：查得喷嘴出口压力：喷嘴最大理想流量：喷嘴的压比：流量比系数：通过喷嘴的实际流量：（2）改变背压后，第三讲最大流量与叶栅几何参数设计

级理想焓降：喷嘴理想焓降：喷嘴理想出口焓：喷嘴后压力：喷嘴压比：喷嘴为超临界，此时流量为最大值，即（3）喷嘴进口动能：进口滞止焓：查得理想最大流量：由于是超临界流动，计及进口流速后通过喷嘴的流量为69汽轮机原理教学内容与安排已知级初、终参数计算级产生的功率及所需的流量与叶片高度分配级的初、终参数，级以外的损失及轴向力平衡与汽封系统偏离设计工况时基于压力的流量、功率估算及安全经济性分析汽轮机乏汽的凝结与低背压的产生及其影响因素电站汽轮机的控制原理及控制系统汽轮机零部件的强度安全分析7071第一讲级内的能量转换与轮周功输出72第四讲级内损失与级相对内效率1.4.1级内损失概述理想级

无端部边界效应平面直叶栅没有泄漏损失没有附加功耗理想级损失

叶型损失余速损失73第四讲级内损失与级相对内效率实际级端部边界环形叶栅低压蒸汽夹水多处泄漏汽流角不一致叶轮摩擦耗功喷嘴部分进汽

级内损失叶高损失扇形损失泄漏损失叶轮摩擦损失湿汽损失部分进汽损失撞击损失74第四讲级内损失与级相对内效率

级内损失机理撞击损失进口汽流角偏离几何进口角湿汽损失湿蒸汽区水滴产生的损失漏汽损失静叶(或隔板）、动叶端部间隙蒸汽泄漏部分进汽损失喷嘴不均匀进汽产生损失扇形损失叶根、叶顶不同径叶高损失叶根、叶顶端部边界叶轮摩擦损失叶轮高速旋转摩擦耗功75第四讲级内损失与级相对内效率1.4.2平面叶栅损失损失机理附面层摩擦损失附面层脱离涡流损失尾迹损失冲波损失受制因素叶片表面粗糙度、总面积、叶型、速度分布和动、静叶的匹配性76第四讲级内损失与级相对内效率1.4.3级内损失叶高及二次流损失

端面摩擦损失和二次流损失叶高损失端部边界层摩擦损失二次流损失二次流旋涡损失二次流

主流区的蒸汽弯曲流动产生的离心力，形成内弧指向背弧压力场，因端部边界层内流速低，内弧压力高于两端部，在此压差驱动下形成内弧中部向两端部流动。转角、流速和端部边界层是影响主要因素。小容量机组若采用超临界参数蒸汽，因叶片高度过小、叶高损失过大、汽轮机效率低，机组效率反而不及低参数机组。771.4级内损失与级相对内效率第四讲级内损失与级相对内效率78第四讲级内损失与级相对内效率子午收缩叶型79第四讲级内损失与级相对内效率二次流是与叶型损失同一量级的重大损失，是进一步提高效率的主要障碍。增大叶高、后加载、小直径、多级数、高反动度，以及基于F3D计算流体力学的马刀形弯扭叶片成为当今汽轮机设计的主流技术。80第四讲级内损失与级相对内效率汽轮机叶型设计的进化等截面直叶片变截面扭叶片变截面弯叶片(马刀形叶片）81第四讲级内损失与级相对内效率扇形损失沿叶高轮周速度不一致产生偏离最佳速比影响因素及大小径高比，很小叶轮摩擦损失叶轮高速旋转带动蒸汽流动，在其两侧腔室形成涡流产生损失影响因素及大小叶轮面积和转速的三次方，很小漏汽损失动、静间隙的前、后压差造成蒸汽泄漏泄漏点隔板与转子、静叶与动叶根部、动叶顶部损失及大小作功介质减少和扰乱流场，约占总损失30%82第四讲级内损失与级相对内效率轮式转子鼓式转子83第四讲级内损失与级相对内效率84第四讲级内损失与级相对内效率措施减小间隙，研发新型汽封，如可调汽封、刷型汽封、叶片型柔性接触式等85第四讲级内损失与级相对内效率86第四讲级内损失与级相对内效率87第四讲级内损失与级相对内效率部分进汽损失鼓风与斥汽损失，不均匀流场损失鼓风损失非喷嘴弧段动叶鼓风产生的能耗斥汽损失进入喷嘴弧段排斥动叶内滞蒸汽的能耗不均匀流场影响其后级的效率调节级部分进汽88第四讲级内损失与级相对内效率部分进汽级必为冲动级部分进汽时，如果动叶前后有显著压差，在喷嘴弧段的两侧产生侧向泄漏流动，破坏流场，并且产生与动叶旋转方向相反的作用力，造成损失。故冲动级的优点是可以采用部分进汽。部分进汽优化在非喷嘴弧段设置防风罩，减小鼓风损失；部分进汽损失与叶高损失及叶片强度作综合优化，合理选取部分进汽度。89第四讲级内损失与级相对内效率湿汽损失湿蒸汽中的水滴运动产生的损失湿汽级火电机组排汽湿度随主蒸汽压力升高而增大，末级或末二级为湿汽级；核电机组为湿蒸汽汽轮机，高压和低压末数级为湿汽级。超临界压力机组的排汽湿度大于亚临界机组。90第四讲级内损失与级相对内效率湿汽损失剥离水膜和加速水滴；水滴撞击叶片产生制动；水滴破碎扰乱流场。正比于湿度。降低湿汽损伤的措施

捕水与吸水蜂窝汽封先进材料与处理工艺，增强叶片抗水蚀的能力，如激光淬火。91第四讲级内损失与级相对内效率

92第四讲级内损失与级相对内效率核电汽轮机93第四讲级内损失与级相对内效率撞击损失变工况时进口汽流角偏离几何角所产生的损失新型设计，偏离角在内损失很小94第四讲级内损失与级相对内效率

级内损失汇总95第四讲级内损失与级相对内效率96第四讲级内损失与级相对内效率损失的特征互补性叶高损失与部分进汽损失，叶高损失与扇形损失，通过优化选择使总损失减小局部性部分进汽损失，湿汽损失，撞击损失主导损失叶型损失、漏汽损失和二次流损失占总损失的90%以上，开发新型叶型与汽封，是进一步提高和维持汽轮机效率的奋斗目标

97第四讲级内损失与级相对内效率GE冲动式汽轮机级损失的典型分布98第四讲级内损失与级相对内效率1.4.4级内功率与相对内效率级热力过程线级相对内效率级内功率99第四讲级内损失与级相对内效率1.4.5级的最佳速比最佳速比级内损失中有正比于和的项，增大速比将使级损失增大，故级效率为最高的速比必然较轮周效率最高的最佳速比要小。这样使级的焓降增大，减少机组的级数。通常，复速级；冲动级；反动级。论文：冲动级与反动级之比较要求：

(a)字数2500

(b)从热力过程、结构、最佳速比、各项损失等方面作全面对比分析，归纳、总结各自的长处和不足。

(c)格式规范，理论正确，分析透彻，观点鲜明，结论明确。100第五讲弯扭叶片的现代设计与原理1.5.1一元流动模型存在的不足

轮周速度沿叶高不一致使叶顶和叶根处偏离最佳速比。在一定时，动叶进口角偏离设计进口角，造成撞击损失；动叶出口角沿叶高变化造成流场扭曲，恶化下级的进汽状态。节距沿叶高不一致偏离最佳值使轮周效率下降。101第五讲弯扭叶片的现代设计与原理沿叶高反动度增大喷嘴出口汽流切向运动产生的离心力，在动、静叶间隙中形成顶部高、根部低的压力分布。动叶喷嘴102第五讲弯扭叶片的现代设计与原理汽流参数沿叶高变化汽流切向运动产生的离心力，使反动度沿高增大，且在动、静叶间隙中形成径向流动，干扰主汽流造成损失。端部边界的附面层不仅产生摩擦损失，并且产生的二次流使有限高度的叶片通道流场严重偏离一元模型端部漏汽影响主流流场，103第五讲弯扭叶片的现代设计与原理104第五讲弯扭叶片的现代设计与原理105第五讲弯扭叶片的现代设计与原理1.5.2叶栅通道的实际流动和简化流动模型实际流动在子午面和绕转子轴线Z回转面内的合成运动。子午面：通过转子轴线Z的平面；回转面：通过轴线Z的旋转面。实际汽流速度是子午速度与回转速度的矢量和，即。106第五讲弯扭叶片的现代设计与原理又可将子午速度分解为轴向分速度和径向分速度，从而有径向平衡简化模型动、静叶轴向间隙中汽流微元体上的径向力①静压力②绕Z轴切向运动产生的离心力，方向向外，即。③子午速度离心力的径向分量，方向向内，即。④子午惯性(科氏)力的径向分量，方向向内，即，1071.5扭长叶片的现代设计与原理1081.5扭长叶片的现代设计与原理轴向间隙汽流运动的完全径向平衡方程上述方程描述了轴向间隙中流体压力、切向分速度及流线形状沿叶高的分布规律。只要给出一定的附加约束条件，即可求得轴向间隙内压力、速度分布。不同的附加约束条件，形成不同的流型，从而得到不同形成的扭叶片。最简单的计算模型为简单径向平衡模型，认为动、静叶轴向间隙中为柱形流动模式，即认为子午速度中的径向分量为零。简单径向平衡方程

在无旋流、轴向分速度沿叶高不变定解条件下，求解得1091.5扭长叶片的现代设计与原理在理想等环流简单径向平衡模型下，喷嘴的焓降随叶高下降；喷嘴出口角、动相对进口角和动叶绝对出口角随叶高增大，其中动叶相对进口角增加最快；动叶相对出口角随叶高减小；反动度随叶高增大。1101.5扭长叶片的现代设计与原理完全径向平衡与可控涡设计思想：简单径向平衡各流型得到的反动度沿叶高变化过大的主要原因，在于汽流切向速度所产生的离心力完全靠径向静压差来平衡。事实上，子午速度产生的离心力和惯性力在径向方向上，具有平衡切向速度产生离心力的能力，可以减小径向静压梯度，从而减缓反动度沿叶高的快速变化。这就是完全径向平衡流型设计所要解决的问题，可控涡流型就是基于完全径向平衡方程，组织叶栅通道中的流线，控制静压和反动度沿叶高的变化，提高根部的反动度，改进叶根处的气动特性；降低顶部的反动度，减少叶顶漏汽损失；降低平均反动度，增大级的作功能力。粘性、可压缩流体的三维流场计算，是基于Navier-Stokes方程，在叶栅通道和轴向间隙中，建立圆柱坐标系下的三维积分方程，采用有限差分法，求出叶栅通道空间各点的起始压力场和速度场，由此求得沿叶高各截面的反动度和作功能力。1111.5扭长叶片的现代设计与原理在可压缩三维流场计算中，亚音速区为椭圆方程，而在超音速区为双曲方程。数值计算时，椭圆方程通常用中心差分法，而双曲方程用后差法。在汽轮机低压缸通流部分计算中，存在着跨音区的问题，为有效地将椭圆方程和双曲方程差分计算融合在一起，英国学者提出了时间推进法(timematching)，引入了时间变量，将原来定常计算问题转变为非定问题，由此将跨音区的方程统一为抛物线方程，大大提高了计算效率。计算机技术的快速发展，使透平机械叶栅通道的三维流场设计成为现实，极大缩短了新叶型的研制、开发周期，降低了研制成本，提高了设计效率。例如：为减小喷嘴的二次流损失，推出了后弯叶型；再如：为进一步控制反动度沿叶高的变化，推出了叶片前倾安装的模式。112本章小结原理：热力势能蒸汽动能(膨胀)

转子旋转机械能(动量转换)

喷嘴动叶隔板或叶片持环叶轮或轮毂基本概念与定义滞止参数反动度速度系数流量系数喷嘴损失动叶损失临界压比临界流量流量比系数斜切部分膨胀汽流偏转角极限膨胀压力极限膨胀压比轮周功率轮周理想能量轮周效率余速损失余速利用系数假想速度速比假想速比最佳速比叶高损失二次流损失扇形损失叶轮摩擦损失漏汽损失部分进汽损失(鼓风、斥汽损失)湿汽损失撞击损失原理与机理分析113本章小结级蒸汽膨胀热力过程线，反动度为零、大于零、小于零三种特殊情况下喷嘴、动叶及下级进口的状态点114115第二章多级汽轮机与汽轮机装置研究内容基于优化设计原则，分析汽轮机通流部分结构、热力参数变化特征和级内损失外的其它损失，研究转子的轴向推力与平衡技术、轴端漏汽的计算和轴封系统设计方法。重点掌握基于最佳速比与反动度设计原则，分析通流部分结构与热力变化特征和主要损失分布。进、排汽损失机理和减小方法，汽轮机各种效率表示方法。汽轮机转子的轴向推力及影响因素，轴向推力平衡方法。汽封漏汽计算原理与方法，防止空气内漏、蒸汽外泄的轴封系统设计思想与方法。2.1.1

多级汽轮机的优势循环效率高实现抽汽回热和中间再热提高能量利用率

余速和前级损失得到二次利用相对内效率高合理分配各级焓降，在最佳速比附近工作；结构合理级平均焓降减小，通过分流合理选取平均直径，控制叶片高度和平均转子轴向推力；大型化降低单位功率的投资、建设成本。第一讲多级汽轮机的特点重热和重热系数重热机理等压线沿熵增方向扩张，等压线间的理想焓降随熵增而增大。使各级理想焓降之和大于整机理想焓降。其本质是前级损失被后级部分利用。重热系数各级理想焓降之和大于整机理想焓降的增量与整机理想焓降的比，即重热以损失为代价，减小损失、避免重热，提高效率第一讲多级汽轮机的特点第一讲多级汽轮机的特点级外损失汽门压损连通管压损排汽损失轴封与门杆漏汽机械损失第一讲多级汽轮机的特点2.1.2

进、排汽损失

新蒸汽经主汽门和调节汽门进入汽轮机，膨胀作功后由高压缸排出，回到锅炉再热器中再热，又经中压主汽门和中压调节汽门进入中压缸，膨胀作功后再经连通管进入低压缸，再由低压缸排汽口排至凝汽器。蒸汽在管道及调门中沿程摩擦、转向和涡流损失，归结为进汽、排汽损失两部分。进汽损失

蒸汽的进汽机构通道上流动过程简化为绝热等焓过程。进汽损失定义为由进汽机构流动损失所产生的整机理想焓降减小的部分。为计算方便，通常用压损占新汽压力的百分数来表示，损失的大小取决于汽流速度和主汽门及调门的空气特性。对高压进汽部分，压损。第一讲多级汽轮机的特点Westinghouse600MW汽轮机高压主汽门第一讲多级汽轮机的特点第一讲多级汽轮机的特点对于再热管道及再热器，压损。排汽损失排汽部分通常做成蜗壳扩散式，并内装导流环，尽可能使排汽的余速动能转变为压力能，补偿流动产生的损失。排汽管内的流动主要表现为流动压降损失、动能损失转变为热能和降速扩压。排汽损失通常用汽轮机未级动叶出口静压与凝汽器喉部静压差表示。由能量平衡得排汽总损失进入凝汽器的蒸汽动能和排汽通道的流动压力损失。即静压恢复系数排汽通道出口、进口静压差与末级动叶出口蒸汽动能之比。即第一讲多级汽轮机的特点能量损失系数排汽通道总损失与末级动叶出口蒸汽动能之比。即由可知：当，回收压头正好补偿流动损失压头；当，余速动能全部转变为静压头；当，部分汽流动能转变为压力能；当，扩压回收的压力不足以弥补沿程阻力损失。末级排汽损失与末级叶高及排汽口数排汽速度决定于排汽面积

第一讲多级汽轮机的特点在一定排汽量和排汽压力下，增大排汽面积，是减小排汽余速动能损失的有效措施。排汽压力与环境条件及冷却方式有关低压末级排汽比容随压力变化很大，故排汽面积的选型与排汽压力的关联性很强。南方、江淮和北方的年平均环境温度差异较大，南方机组排汽压力高、排汽比容小，北方相反。第一讲多级汽轮机的特点增大排汽面积增大平均直径转子大型化增大叶高开发长或超长末级叶片，三菱公司已开发出钢制60吋3000rpm末级叶片，末端线速度730m/s平均直径与叶高同步增长优化，效率最高增加排汽口数双排汽、四排汽、六排汽和八排汽。轴向长度增大，建设费用增多冬春与夏秋季环境温度差异较大，排汽损失也显不同。开式循环与闭式循环、水冷与空冷，排汽压力也有不同。第一讲多级汽轮机的特点2.1.3性能评价指标汽轮机性能评价指标分绝对效率和相对效率两种。以整机理想焓降为基础的效率是相对效率，而以单位质量蒸汽在热力循环中所吸收热量为基础的效率是绝对效率。相对效率又分整机相对内效率和缸相对内效率相对内效率有效焓降与理想焓降之比，绝对内效率有效焓降与循环吸热量之比，循环热效率理想焓降与循环吸热量之比，显然，，提高绝对内效率的途径是增大循环热效率和相对内效率。机械效率汽轮机轴端输出功率与内功率之比，2.2进排汽损失和机组性能评价2.2进排汽损失和机组性能评价机械效率描述了轴承摩擦、主油泵等的功率消耗。发电机效率发电机功率输出与汽轮机轴端功率之比，发电机损失主要是机械损失(机械摩擦和风扇功耗)和电气损失(励磁功耗、铁损、铜损)。汽轮发电机组相对电效率汽轮发电机组绝对电效率汽耗率机组发出1kW·h电量所消耗的蒸汽量，用下式表示汽耗率并不能完整地表示机组经济性的优劣。回热抽汽机组的汽耗率大于非回热抽汽机组，但前者的循环效率高于后者。热耗率机组发出1kW·h电量所消耗的热量，用下式表示2.2进排汽损失和机组性能评价对中间再热机组，煤耗率机组发出1kW·h电量所消耗的标煤量(标准煤g/kW·h）。(1kg标准煤发热量为7000kcal)。发电煤耗、供电煤耗。目前，国际上汽轮发电机组的绝对电效率最高达到42.7%。2.1多级汽轮机的特点2.1.4多级汽轮机的结构与工作特征叶高逐级增大，且增大率随压力降低而增大叶高增大蒸汽膨胀，压力和温度降低，使比容及容积流量增大，导致沿蒸汽膨胀流程的通流面积增大，叶高和平均直径增大蒸汽比容与压力平方成反比叶高沿膨胀流程变化逐渐增大，高压级变化不大，中压级变化加大，低压级变化很大2.1多级汽轮机的特点压力下降蒸汽膨胀比容增大

vG增大叶片高度增大平均直径增大轮周速度增大级焓降增大反动度增大叶高及平均直径变化：高压缸较小，中压缸较大，低压缸很大2.1

多级汽轮机的特点焓降逐级增大最佳速比是决定于级焓降分配。随蒸汽膨胀，容积流量增大，叶片高度和平均直径增大，伴随焓降逐级增大。低压级更容易达到临界或超临界随蒸汽膨胀，音速下降，与此同时级焓降增大，汽流速度上升，更容易使汽流速度达到音速。反动度逐级增大叶高增大(除抽汽引起级流量减小外)，在叶根取一定反动度下，平均直径处的反动度随叶高增大，故反动度呈逐级增大态势。性能趋势比容增大，漏汽损失呈逐级下降；叶高增2.1多级汽轮机的特点大，二次流损失呈下降趋势，但叶型损失相对增大。对中间再热机组，漏汽及二次流损失较大，加上调节级部分进汽，高压缸效率最低，中压缸的工况较好，故效率最高。叶型2.1多级汽轮机的特点2.1多级汽轮机的特点

小直径、高反动度、多级数、低功率密度是超超临界超大容量汽轮机的技术主流第二讲轴向力平衡与轴封系统2.2.1轴向力的计算动量变化产生的汽流力反动度产生的压差力两侧压差产生的轴向力转子凸肩上的轴向力第二讲轴向力平衡与轴封系统泵浦(pumping)效应抽汽效应其中，动叶根部漏汽量按不可压缩流体计算，即

叶根轴向间隙静压、抽汽、泵浦效应的等效压差。抽汽效应喷嘴的高速汽流,在叶根处对隔板与叶轮间腔室内的蒸汽产生抽吸作用，其效应增大了腔室中的压力。泵浦(pumping)效应高速旋转的叶轮,带动周围蒸汽旋转，蒸汽离心力产生指向叶根的径向运动，增大了叶根两侧的压差。第二讲轴向力平衡与轴封系统2.3多级汽轮机的轴向力及其平衡压力反动度

压力反动度小于焓降反动度叶轮反动度泵浦效应反动度抽汽效应反动度第二讲轴向力平衡与轴封系统从而有即通过流量平衡求得。2.2.2轴向推力的平衡平衡方法高、中压缸对置和低压缸对称反流布置，设置平衡活塞。冲动式汽轮机轮式转子，且在叶轮上设置平衡孔反动式汽轮机高、中压采用鼓式转子，且在高、中压转子上设置平衡活塞。第二讲轴向力平衡与轴封系统第二讲轴向力平衡与轴封系统第二讲轴向力平衡与轴封系统Westinghouse600MW汽轮机高压缸第二讲轴向力平衡与轴封系统2.2.3汽封漏汽计算汽封隔板汽封、叶根及叶顶汽封、轴端汽封和门杆汽封。型式曲径式汽封，平齿汽封、蜂窝式。变间隙汽封，接触式汽封，可磨式汽封，保护式第二讲轴向力平衡与轴封系统第二讲轴向力平衡与轴封系统第二讲轴向力平衡与轴封系统原理蒸汽流经汽封片孔口时节流加速，然后在腔室中产生涡流，将汽流动能转变为热能。压力逐级降低，流速逐级增大。如果出现临界流动，只可能发生在最后一道汽封片。计算原理分亚临界和临界2种情况亚临界不可压缩流动方程，通过孔口的流速对应的流量为由等焓关系得腔室压力与前后压差由递推关系得亚临界时通过汽封的蒸汽量临界最后一道孔口临界，通过最后一道孔口的临界漏汽流量为其余为亚临界，由前亚临界漏汽计算得末道前压力判定是否临界的准则第二讲轴向力平衡与轴封系统因而，漏汽量临界压比与汽封齿数有关，齿数愈多，临界压比愈小。亚临界的漏汽量小于临界工况。减小漏量的措施应采用小的汽封间隙和增加汽封齿数，以及采用新型高效汽封。流量系数流量系数决定于汽封的结构形状，对曲径式汽封有一组试验曲线，对光轴则还应加上一个修正系数。减小流量系数的途径是增大汽封腔室的动能损耗。2.4.2轴封系统作用

在任何运行工况下保证蒸汽不外泄、空气不内漏，同时回收泄漏蒸汽的热能和组织汽流冷却的转子轴端。系统组成轴封系统由轴封、供汽母管及均压箱、轴封调节器、轴封加热器和轴封抽汽器等组成。轴封系统的型式有外供汽式和自第二讲轴向力平衡与轴封系统第二讲轴向力平衡与轴封系统第二讲轴向力平衡与轴封系统密封式两种，不同制造厂采用不同的轴封系统和轴封汽流组织方式。轴封分成多段多室，与大气环境接近的腔室的压力由抽汽器或风机维持略低于大气压力，紧邻的腔室压力由压力调节器维持略高于大气压力，从而保证蒸汽不外泄、空气不内漏。高压缸因压力较高，轴封的段数较多，其中高压段的漏汽被引作回热抽汽。自密封式轴封系统轴封主要由三段二室组成。高负荷运行时，低压轴封的供汽来自于高压轴封的漏汽，高压漏汽经喷水减温后进入低压轴封；低负荷时，轴封汽由外部提供。优点：系统简单；缺点：不能充分冷却高、中压缸高温轴端。外供汽式轴封系统高、中缸高温端轴封由多(大于3）段多室组成，部分漏汽被引至低压加热器。低压轴封的供汽来自于辅助蒸汽系统。优点：低温辅助蒸汽对高、中压段高温轴端起到冷却作用；缺点：系统复杂。第二讲轴向力平衡与轴封系统第二讲轴向力平衡与轴封系统AB风机喷水减温第二讲轴向力平衡与轴封系统第2章多级汽轮机小结研究内容基本概念基本方法和基本思路主要计算公式第3章汽轮机非设计工况的运行特性

任务

研究偏离参考工况(如设计工况)运行时级或级组流量与压力及温度相对于参考工况的变化，以及由此产生的反动度、内功率、效率和轴向推力等的改变，评估这些变化对机组安全、经济运行的影响。方法

基于级或级组的压力——流量关系，由参考工况下级或级组的压力、流量计算出偏离参考工况的压力、流量。核心内容级或级组的压力——流量特性第一讲级与级组非设计工况时的运行特性

3.1喷嘴非设计工况运行特性基本关系最大流量仅与初参数有关初参数不变最大流量不变初、终参数变化最大流量改变第一讲级与级组非设计工况时的运行特性流量网、流量锥描述了初、终参数改变时，相对于最大工况的流量相对变化。第一讲级与级组非设计工况时的运行特性3.2.1级的压力—流量特性

临界工况工况变化前、后喷嘴或动叶均为临界，级的流量仅与进口初参数有关。喷嘴临界变化前后喷嘴均临界，级后压力变化不影响喷嘴流量，仅与喷嘴前参数有关。动叶临界变化前后动叶均临界，级后压力变化不影响动叶流量，仅与喷嘴前参数有关。对动叶面积为A动叶进口处，蒸汽由滞止等熵膨胀到非滞止状态，则工况变化前、后流量第一讲级与级组非设计工况时的运行特性

对喷嘴亚临界工况变化前后喷嘴、动叶均为亚临界假想流量整级膨胀发生在喷嘴中第一讲级与级组非设计工况时的运行特性真实流量

流量、压力关系

级临界压比注意：!!!简化模型比容变化较小、反动度基本不变，并略去小量第一讲级与级组非设计工况时的运行特性混合工况对工况变化前后临界状态发生变化，以临界工况为分界点，作分步计算。级变工况特性小结

临界亚临界3.2.2级组的压力—流量特性级组

由前后串联排列、流量相等的若干级组成临界工况

级组内只要有一列叶栅(喷嘴或动叶)达到临界时，则该级组为临界工况。否则，为亚临界工况。stodola试验上世纪20年代初，在一台4000rpm、8级反动式汽轮机进行试验，研究非设计工况下流量、功率与初压、背压的对应关系低背压时，机组的流量近似正比于初压，且中间级的级前压力正比例于初压；电功率近似正比于初压；第一讲级与级组非设计工况时的运行特性stodola试验的数学描述低背压时，级组的流量正比于初压，即；考虑温度变化的影响，则初压不变、高背压变化时，流量与背压呈椭圆关系；反之，背压不变时，则流量与初压呈双曲线关系。高背压变化时第一讲级与级组非设计工况时的运行特性高背压下初压变化时Flugel公式级组临界级组中只要有1个喷嘴或动叶达到临界。调节级喷嘴低负荷和低压末级组高负荷容易达到临界。临界工况临界级第一讲级与级组非设计工况时的运行特性亚临界工况基于单级亚临界关系作递推，在各级初温相对变化相等假设下，得

依次类推，级组临界工况时的压力、流量特性第一讲级与级组非设计工况时的运行特性

前一级为亚临界Flugel公式的应用使用条件亚临界通流面积不变级组中各级流量相等，且蒸汽充满流道级数足够多(4～5级以上)单级与多级组流量——压力关系第一讲级与级组非设计工况时的运行特性Flugel公式的推广应用非调整抽汽回热级组非调整抽汽级组的抽汽量通常比例于主流流量，即

对这2个级组分别用Flugel公式，得第一讲级与级组非设计工况时的运行特性通流面积按比例变化因均匀性结垢使通流面积按比例减小时，按可比的单位面积流量进行计算。例：某凝汽式汽轮机，额定蒸汽流量为132.6t/h，调节级汽室压力为1.67MPa。当机组流量降为90t/h时，试问此时调节级汽室的压力为多少？又，压力级结垢通流面积减少5%后，蒸汽量90t/h下调节级汽室压力是多少？分析思路将通流部分分为调节级和其后的压力级；凝汽式意味着背压远低于初压。第一讲级与级组非设计工况时的运行特性级数增、减时流量和压力关系实际应用中，因某种需要拆除某个级，此时要求分析拆除后对一些级的强度的影响。对这类综合应用问题，分析的原则是合理划分级组，从结构没有改变的级组开始计算。解：(1)对压力级，不计背压和温度变化的影响。有(2)结垢后通流面积减少5％，则第一讲级与级组非设计工况时的运行特性例如：某凝汽式汽轮机共有10级，第6级因故障被迫拆除。试问拆除后若流量仍为设计值，则调节级汽室的压力变化多少？哪个级所受影响最大？级次调节2345678910级后压力1.176MPa0.862MPa0.612MPa0.426MPa0.282MPa0.179MPa0.104MPa62.2kPa32.3kPa4.9kPa分析：将结构不变的级分为一组。解：本例分为3个级组，第I级组是调节级到第5级，第II级为第6级，第III级组为第7～10级。

(1)拆除第6级后，因流量没变，故第III级组前的压力不会变化。第I级组后压力由原0.282MPa变为0.179MPa，第一讲级与级组非设计工况时的运行特性由级组压力、流量特性关系求调节级后压力变化(2)显然，在拆除第6级后，对调节级汽室的影响较小，受影响最大者为第5级，因为即第5级的压差由0.144MPa上升到0.18559MPa，约增大28.9%。离第6级越远，所受影响就越小。第一讲级与级组非设计工况时的运行特性主蒸汽流量的虚拟测量

主蒸汽流量用孔板或喷管测量，产生节流损失，对600MW机组，估计一年损失500,000$

基于汽轮机级组压力、流量关系，实现主蒸汽流量的虚拟测量第一讲级与级组非设计工况时的运行特性案例2：安徽某厂125MW机组，额定工况调节级后压力、温度为8.4MPa、493℃。现110MW时调节级后压力、温度为8.6MPa、496℃，试问是否正常？汽轮机内发生了什么？第一讲级与级组非设计工况时的运行特性第二讲功率调节与配汽方式汽轮机配汽改变汽轮机的进汽量和焓降,实现功率输出变化。主要方式节流配汽、喷嘴配汽、滑压配汽、过负荷阀配汽和补汽(旁通)配汽3.3.1节流配汽原理利用调节汽阀节流降压改变进汽量和焓降特点通流部分结构不变和效率及热状态基本不变，机构简单，但节流损失大，总热效率低调门后压力节流温度基本不变3.3.2喷嘴配汽原理多个调节汽门顺序开启改变进汽量，仅有一个调门节流提高效率特点部分进汽调节级，多个调门，部分节流理想焓降基本不变，效率高，调节级后温度变化大节流效率与功率第二讲功率调节与配汽方式第二讲功率调节与配汽方式第二讲功率调节与配汽方式调门后压力调节级后压力喷嘴后压力调节级的特点：部分进汽，冲动级，反动度近似为零喷嘴后的压力相等全开调门喷嘴前(即调门后)的压力相等部分开启调门后的压力可各不相等未开调门后的压力等于调节级后压力阀点时的热力过程分析阀点调节汽门顺序开启过程中，调门全开、没有节流损失对应的点。I阀点，II阀点……方法通流部分分为调节级和非调级组两部分，且假设调节级的反动度为零。友情提醒调节级后压力是分析、计算的关键点!!!阀点时的热力过程线第二讲功率调节与配汽方式例：某凝汽式汽轮机调节级设有4个喷嘴组，主蒸汽，喷嘴组的喷嘴数依次为8、6、4、4。设计工况下4个调门全开，额定流量，此时调节级后压力为10.0MPa。试求I、II、III阀点对应的流量。设调节级的反动度为零解析：阀点时通过调节级各喷嘴组的流量一定是最大流量与流量比系数的乘积。解：(1)由压比计算

(2)最大流量(3)III阀点时最大流量第二讲功率调节与配汽方式

调节级后压力I阀点III阀点II阀点IV阀点(4)II阀点时最大流量(3)I阀点时最大流量随流量减小，调节级后温度和压力降低，焓降增大，动叶进口汽流角及部分进汽度变小，效率下降。第二讲功率调节与配汽方式非阀点时的热力过程分析存在部分节流。解决调门中的蒸汽流量分配和部分开启调门后的压力计算方法以阀点流量计算为先导，求出各调门的流量分配用喷嘴或单级压力、流量关系计算部分开启调门后的压力例：上例中，求蒸汽流量为180t/h时的调门流量分配和部分开启调门后的压力。解(1)180t/h时调节级后压力(2)流量分配调节级临界，I阀全开，II阀部分开启，第二讲功率调节与配汽方式(2)调门后压力II喷嘴组当作单独1个级。假设亚临界额定工况时流量为81.82t/h，前、后压力已知

表明II喷嘴组为临界，由临界工况流量比例于初压得

II喷嘴组临界时的最小临界流量

第二讲功率调节与配汽方式II阀点非阀点时的热力过程线介于2个阀点之间，调节级后状态点决定于混合焓I阀点第二讲功率调节与配汽方式喷嘴配汽时蒸汽流量与调门后压力

第二讲功率调节与配汽方式调节级后压力与调门流量

第二讲功率调节与配汽方式喷嘴配汽实际压力、流量关系(1)主蒸汽流动阻力

(2)调节级后温度

(3)开启重迭度

第二讲功率调节与配汽方式喷嘴配汽小结特点部分进汽调节级，部分节流效率高，调节级焓降随负荷降低而增大，其后温度随负荷则降低优点部分节流，整机的理想焓降基本不变；高排温度随负荷降低而减小，再热吸热量增多，效率较高不足调节级后温度随负荷降低，高压缸的温度变化较大，调节级动叶汽流力大。分析关键点

调节级后压力为切入点。调节级后压力比例于流量、全开调门对应喷嘴组前的压力等于初参数、反动度为零。第二讲功率调节与配汽方式例：某的凝汽式汽轮机，设有4个调节级喷嘴组，各组的喷嘴数依次为8、6、4、4。设计工况下4个调节汽门完全开启，额定流量为，此时调节级后压力为10.0MPa。假定调节级反动度为零且调门开启无重迭度，全开调门和部分开启对应的相对内效率分别为0.7和0.65，调门全开时对应喷嘴组前的压力为15.88MPa。试求机组流量为225t/h时各调门的流量分配，部分开启调门前的压力，调节级的状态点。解：①计算非设计工况调节级后压力

②判定设计与非设计工况全开调门喷嘴组的工作状态第二讲功率调节与配汽方式设计与非设计工况下调节级的压比分别为显然，设计工况下全开调门的喷嘴组处于亚临界，而非设计工况下全开调门喷嘴组处于临界工况。由设计工况的压比0.63，求得对应的流量比系数。由设计工况的实际流量求得对应初参数的临界流量，对应单个喷嘴的最大(临界)流量为305.5/22=13.8864t/h。③计算非设计工况的流量分配因各调节汽门顺序无重迭开启，且非设计工况下全开调门喷嘴组处于临界工况，则第I调门喷嘴组的临界流量111.091t/h，小于225t/h，表明第I调门全开；第II调门喷嘴组的临界流量83.318t/h。第I、II喷嘴组合计临界流量为194.409t/h，仍小于225t/h，表明第II调门全开；第二讲功率调节与配汽方式如果第III调门也全开，对应喷嘴组的临界流量55.5456t/h，与第I、II喷嘴组临界流量合计后大于225t/h，说明此工况下第III调门应部分开启，通过该喷嘴组的流量为30.591t/h。即该汽轮机在225t/h工况下的流量分配是：第IV调门关闭，第I、II调门全开，第III调门部分开启，各调门的流量分别是119.091、83.318、30.591、0t/h。④计算第III喷嘴组前的压力由⑤计算调节级出口状态点分别由全开及部分开启调门喷嘴组前、后的压力和初温，求得对应的理想焓降232KJ/kg和105KJ/kg。由相对内效率分别求得实际焓降162.4KJ/kg和68.25KJ/kg。在h-s图上求得实际状态点分别为3271.6第二讲功率调节与配汽方式和3365.8KJ/kg按质量流量加权平均求得非设计工况下调节级出口状态点的焓为3284.4KJ/kg。第二讲功率调节与配汽方式3.3.3滑压配汽原理调节汽门无节流开度保持不变，由锅炉调节主蒸汽压力来控制汽轮机的进汽量和机组功率特点无调门节流损失，主蒸汽与再热蒸汽温度不变，主蒸汽压力跟随外界负荷变化，负荷响应速度较慢分析主蒸汽流量与主蒸汽压力第二讲功率调节与配汽方式(1)主蒸汽压力随负荷降低而降低，高压缸排汽温度上升。(2)理想焓降和再热吸热量随负荷降低而减小，循环效率下降

(3)汽轮机相对内效率基本不变

(4)采用变速给水泵可节省厂用电消耗

第二讲功率调节与配汽方式3.3.4补汽配汽原理又称旁通配汽，利用中间级较大的通流面积，由内(或外)旁通阀将蒸汽引至中间级，以增大汽轮机的进汽量和功率输出外旁通旁通蒸汽来自于汽轮机的外部