贵州大学课程设计 汽轮机课程设计

第一章 绪言

ξ1.1、变工况计算的意义

汽轮机在变工况条件下工作时，沿通流部分各级的蒸汽流量，喷嘴动叶前后的气温，汽压及湿度将偏离设计值，使零部件的受力情况，轴向推力，效率，出力发生变化。此外，汽轮机在启停或负荷剧烈变动时，可能在零部件中产生很大的热应力，引起金属材料疲劳损伤，影响机组寿命，这种情况，在大型机组上尤为注意。为此常常需要对它们进行校核和分析，以保证机组的安全可靠和经济运行。由于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。

ξ1.2、变工况数值计算的方法与特点

1.2.1、方法

汽轮机整机的热力计算是建立在单级核算的基础上的。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。 1.2.2、特点

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。

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面的压力级，也可能出现

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贵州大学课程设计 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。

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第二章 特定冷端条件下的设计工况热力计算

ξ2.1、原始资料，机组的基本参数

原始资料包括：机组的类型、基本参数、热力系统、阀杆与轴封数据，

加热汽水参数表及其他参数。

2.1.1、机组的类型 机组型号：N50-8.82/535.

机组形式：高压、单缸单轴凝汽式汽轮机。 2.1.2、基本参数 名称 额定功率 新蒸汽压力 设计负荷下的参数 Pel=50MW P0=8.82MPa 名称 调节级形式 调节级的比焓降 新蒸汽温度 凝汽器压力 t0=535℃ Pc=5.5kPa 调节级速比 调节级平均直径 汽轮机转速 回热抽汽级数 给水温度 tfw=217℃ 喷嘴汽流出汽角 工作压力 pd=0.588MPa 动叶汽流出汽角 2.1.3、热力系统

（1）50MW机组热力过程线

设计负荷下的参数 单列调节级 112kJ/kg xa=0.364 dm=1100mm n=3000r/min 两高、四低、一除氧 调节级反动度 部分进汽度 Ωm=0.075 e=0.3328 α1=12.9° β2=19.7° 第 3 页

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（2）、具有给水回热的热力系统图

（3）、N50-8.83/535型汽轮机回热系统示意图

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（4）、50MW汽轮机轴封系统图

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2.1.4、阀杆与轴封数据

（1）主汽阀和调节汽阀阀杆数据

主汽阀 项目 阀杆数 阀杆直径 径向间隙 间隙面积 分段长度 符号 z dv δr Av l 单位 1段 cm cm cm2 cm2 41.8 2段 1 3.4 0.02 0.214 11 5.8 3段 调节汽阀 1段 2段 3段 4 3.6 0.02 0.227 33.3 4 3.8 （2）轴封数据

前轴封 项目 符号 单位 1段 轴封直径 d1 径向间隙 δ1 轴封齿数 z cm cm 78 36 后轴封 2段 3段 4段 5段 6段 1段 2段 3段 3.4 0.05 10 12 3.6 55.3 0.05 9 6 45.8

2.1.5加热器汽水参数表

项目 抽汽压力MPa 2.62 pj 抽汽温度回tj（干度热 xj） 抽抽泣比焓kJ/k汽 值hj 抽汽压损％ △pj 8 8 40 8 8 8 8 2992.13208.68 3080.53 2849.22 2695.04 2564.19 2473.34 2737.51 g 5 ℃ 387 319 272 196 0.997 0.958 0.932 1.49 0.976 0.464 0.181 0.085 0.043 0.095 0.0055 单位 H1 H2 H3（HD) H4 H5 H6 H7 SG C 第 6 页

贵州大学课程设计 加热器汽侧 压力pj′ pj′下的饱和 水温tbj pj′下饱kJ/k和水 g 比焓hbj 抽汽放热kJ/kqj 上端差θ℃ j 下端差θ℃ j′ 疏 疏水温度℃ 199.06 水 tsj 疏水比焓kJ/k848.52 710.79 hsj g 137.73 43.71 134.38 111.44 71.06 疏水放热kJ/kγj 加热器出口 水温twj 水 加热器水侧 侧 压力pw 加热器出kJ/k933.55 809.35 口水 g / 674.77595.16 462.55 352.59 282.85 150.09 144.17 MPa 13.73 13.73 0.588 1.33 1.33 1.33 1.33 1.33 ℃ 217.01 189.06 158 141.25 110.08 83.96 67.31 35.5 34.4 g 168 10 10 5 5 0 5 5 5 5 2325.02360.16 2369.74 2234.34 2214.54 2195.13 2175.34 2326.09 g 7 953.01 825.73 667.08 614.88 480.5 369.06 298 411.42 ℃ 222.01 194.06 158 145.97 114.52 88.12 71.19 MPa 2.4104 1.3708 0.588 0.42688 0.16652 0.06532 0.03284 第 7 页

贵州大学课程设计 比焓hwj 给水比焓 kJ/k667.08 124.2 134.58 73.1 133.78 111.14 70.92 141.16 5.38 升тj g

2.1.6其他参数

给水泵出口压力pfp=13.73MPa； 凝结水泵出口压力pcp=1.33MPa； 机械效率ηm=0.98； 加热器效率ηh=0.98。 汽轮机的相对内效率?ri?85.5%

主汽阀和调节汽阀节流压力损失?p0?0.05p0?0.441MPa。 排气阻力损失?pc?0.04pc?0.22kPa。

ξ2.2、阀杆漏汽量与轴封漏汽量计算

汽轮机进汽量

设m=1.15，机械效率ηm=0.98，发电机效率ηg=0.98，汽轮机漏汽量△D0=3D，额定功率Pel=50MW,则：

D0?

3.6Pem??D(t/h) =3.6×50000/(1191.7×0.98×0.98)+0.03D0

??i?m?g =186.46t/h

该机组有一个主汽阀和4个调节汽阀，阀杆漏汽大部分漏到除氧器中，另外一少部分通过真空管道被射汽抽汽器吸入轴封冷却器。 2.2.1、主汽阀阀杆漏汽量的计算 主汽阀杆间隙面积Av??dv?v?0.214cm2； 第1段阀杆漏汽系数?v1?0.29；

m3/kg。 第1段阀杆前蒸汽参数为p01?8.82MPa，?01?0.039821 第 8 页

贵州大学课程设计 则主汽阀杆漏汽量?Dv1?0.24?v1Av第2段阀杆漏汽系数?v2?0.5；

p01?01?0.2217t/h。

第2段阀杆前蒸汽参数为p02?0.588MPa，?02?0.6016592m3/kg。 则流经第2段阀杆漏汽量?Dv2?0.24?v2Av2.2.2、调节汽阀阀杆漏汽

主汽阀杆间隙面积Av??dv?v?0.227cm2； 第1段阀杆漏汽系数?v1?0.329；

第1段阀杆前蒸汽参数为p01?8.82MPa，?01?0.039821m3/kg。 则调节汽阀杆漏汽量?Dv1?4?0.24?v1Av第2段阀杆漏汽系数?v2?0.6；

第2段阀杆前蒸汽参数为p02?0.588MPa，?02?0.6016592m3/kg。 则流经第2段阀杆漏汽量?Dv2?4?0.24?v2Avp02?02?0.02539t/h。

p01?01?1.067t/h。

p02?02?0.1293t/h。

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?DV?1.2887t/h； 轴封冷却器回收阀杆漏汽?Dsg51?0.02539?0.1293?0.15469t/h

t/h。 其余除氧器回收?Dsg2?1.134012.2.3、前轴封漏汽

轴封1、2、3段间隙面积A11??d11?11?9.7cm2；

MPa，?01?0.0536m3/kg（调节级喷嘴后第1段轴封前蒸汽参数为p01?6.2141参数）。

第1段轴封后蒸汽参数为pz1?1.44MPa。

第 9 页

贵州大学课程设计 判别系数K?0.82p1.44?0.092?z1??0.2317

p016.21411.25?782p01?pz21?4.158t/h；

zp01?01则前轴封漏汽量?D1?0.36?1A11

第2段轴封前蒸汽参数为p02?1.44MPa，?02?0.2305978m3/kg。 第2段轴封后蒸汽参数为pz2?0.1722MPa。 判别系数K?0.82p0.1722?0.1344?z2??0.1196

p021.441.25?36则前轴封漏汽量?D12?0.36?1A11

p02?1.43t/h；

(z?1.25)?02第3段轴封前蒸汽参数为p03?0.1722MPa，?03?1.9316939m3/kg。

MPa。 第3段轴封后蒸汽参数为pz3?0.02487判别系数K?p0.820.02487?0.2445?z3??0.1444

p030.17221.25?10则前轴封漏汽量?D13?0.36?1A11

p03?0.3108t/h；

(z?1.25)?03轴封4、5、6段间隙面积：A12??d12?12?6.95cm2；

m3/kg。 第4段轴封前蒸汽参数为p04?0.101MPa，?04?1.8249872第4段轴封后蒸汽参数为pz4?0.02487MPa。 判别系数K?0.82p0.02487?0.2445?z4??0.2462

p040.1011.25?102p04?pz24?0.1804t/h；

zp04?04第4段轴封流经蒸汽量?D14?0.36?1A12

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贵州大学课程设计 第5段轴封前蒸汽参数为p05?0.101MPa，?05?1.8249872m3/kg。 第5段轴封后蒸汽参数为pz5?0.095MPa。 判别系数K?p0.820.095?0.2445?z5??0.94

p050.1011.25?102p05?pz25?0.0632t/h。

zp05?05第5段轴封流经蒸汽量?D15?0.36?1A122.2.4、后轴封漏汽

轴封1、2段间隙面积A11??d11?11?8.6865cm2；

第1段轴封前蒸汽参数为p01?0.101MPa，?01?1.82m3/kg。

MPa。 第1段轴封后蒸汽参数为pz3?0.02487判别系数K?0.82p0.0055?0.225?z1??0.05446

p010.1011.25?12第1段轴封流经蒸汽量?D11?0.36?1A11

p01?0.2024t/h；

(z?1.25)?01第2段轴封前蒸汽参数为p02?0.101MPa，?02?1.82m3/kg。 第2段轴封后蒸汽参数为pz2?0.095MPa。 判别系数K?0.82p0.095?0.2561?z2??0.94

p020.1011.25?92p02?pz22?0.08337t/h。

zp02?02第2段轴封流经蒸汽量?D12?0.36?1A11由上面计算可得：

阀杆漏汽量?D1v?1.2887 t/h;?1v?0.00691除氧器回收?Dsg2?1.13401t/h;?sg2?0.0061 前轴封漏汽量?Dsg?4.158t/h;?sg?0.0223

流到2号高压加热器的蒸汽量?Dsg1?2.757t/h;?sg1?0.0148

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贵州大学课程设计 流到5号低压加热器的蒸汽量?Dsg3?1.1192t/h;?sg2?0.0060 流到7号低压加热器的蒸汽量?Dsg4?0.4912t/h;?sg3?0.0026 均压箱向前轴封供汽量?Djy1?0.2436t/h; 均压箱向后轴封供汽量?Djy2?0.28577t/h; 均压箱总供汽量?Djy?0.527t/h

轴封冷却器回收前轴封漏汽量?Dsg52?0.0632t/h 轴封冷却器回收后轴封漏汽量?Dsg53?0.08337t/h

轴封冷却器总回收?Dsg5??Dsg51??Dsg52??Dsg53?0.30126t/h

ξ2.3、汽轮机各部分汽水流量

a. 1号高压加热器。1号高压加热器热平衡图如下热平衡图所示。根据表面式

加热器热平衡原理可列出方程 ?1??fw?1/?hq1?1?124.2/0.98?0.0537

2360.16

b. 2号高压加热器。2号高压加热器热平衡图如上的热平衡图所示。根据表面

式加热器热平衡原理可列出方程 ?2? =

?fw?2/?h??1?2??sg1?hsg1q2

1?134.58/0.98?0.0537?137.73?0.0158?2693.64

2369.74 =0.03687

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贵州大学课程设计 c. 除氧器。除氧器热平衡图如下的热平衡图所示。根据混合式加热器热平衡原

理可列出方程 ?3??fw(hs?hw4)/?h?(?1??2??sg1)(hs2?hw4)??sg2(hsg2?hw4)h3?hw4

1?(667.08?595.16)/0.98?(0.0537?0.03687?0.0148)?(710.79?595.16)2992.15?595.16

0.0061?(3476.75?595.16)?2992.15?595.16? =0.01820

?c3?1??1??2??3??sg1??sg2

=1-(0.0537+0.03687+0.01767+0.0148+0.0061) =0.87086

d. 4号低压加热器。4号低压加热器热平衡图如上的热平衡图所示。根据表面

式加热器热平衡原理可列出方程 ?4?

e. 5号低压加热器。5号低压加热器热平衡图如下的热平衡图所示。根据表面

式加热器热平衡原理可列出方程 ?5??c3?4/?hq4 =

0.87086?133.78/0.98?0.05321

2234.34?c3?5/?h??4?5??sg3?hsg3q5

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贵州大学课程设计 ?0.87086?111.14/0.98?0.05321?134.38?0.0060?2923.93

2214.54 =0.03345

f. 6号低压加热器和7号低压加热器。6、7号低压加热器热平衡图如下的热平

衡图所示。根据混合点及表面式加热器热平衡原理可列出方程 6号低压加热器及混合点 由

?6(h6?hs6?hs7?hw7)?(?4??5??sg3)(hs5?hs6?hs7?hw7)??sg4(hs7?hw7)??7(hs7?hw7)??c3(hw6?hw7)/?h

则 ?6（2564.19-369.06+298-282.85）+0.09316×（480.5-369.06+298-282.85）

+0.0026(298-282.85)+?7(298-282.85)=0.87086×(352.59-282.85)/0.98 7号低压加热器 由

?7(h7?hs7?hw7?hc')?(?4??5??sg3)(hs6?hs7?hw7?hc')??6(hs6?hs7?hw7?hc')??sg4(hsg4?hs7?hw7?hc')??c3(hw7?hc')/?h

则 ?7（2473.34-298+282.85-150.09）+0.09316×（369.06-298+282.85-150.09） +?6(369.06-298+282.85-150.09）+0.0026（3205.25-298+282.85-150.09） =0.87086×（282.85-150.09）/0.98

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贵州大学课程设计 联立求解上述方程，得到

?6=0.01786，?7=0.03789， ?c=0.70822

ξ2.4、调节级详细计算

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Δh0t。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：

0'0'0 pT?p0?8.32MPa，tT?t0?533.13?C，hT?h0?3476.75kJ/kg，

0'0'sT?s0?6.8042kJ/(kg??C)，vT?v0?0.0419247m3/kg，由前面选取其理想比焓

降为 ?ht0??ht?110kJ/kg。 （2）、调节级进汽量

GT?G0??Gv?186.46?1.2887?51.79kg/s 则调节级喷嘴流量Gn?GT?51.79kg/s

（3）、平均反动度，由原始资料可知?m?0.075。 （4）、喷嘴的滞止理想比焓降

Δh0n=(1-Ωm)Δh0t=(1-0.075)*110=101.75kJ/kg （5）、喷嘴出口汽流速度

0c1t?2?hn?2?101.75?1000?451.1m/s

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贵州大学课程设计 c1??c1t?0.97?451.1?437.6m/s 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Δh0n求出喷嘴出口理想比焓降h1t=h0T-Δh0n=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）、喷嘴压比?n?p16.2141??0.747??nc?0.546 0pT8.32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、α=12.9°、sinα1=0.2606.

（8）、喷嘴出口面积An。喷嘴中是亚音速流动，故An?58.3cm2 （9）、级的假想速度ca?2?ht0?2?110?1000?469m/s （10）、级的圆周速度u?caxa?469?0.364?170.7m/s （11）、喷嘴高度ln?22.7mm

（12）、喷嘴损失δhn=（1-?2）Δh0n=（1-0.972）×101.75=6.013kJ/kg （13）、喷嘴出口比焓值h1=h1t+δhn=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β

w1?c12?u2?2c1ucos?1

1

=437.62?170.72?2?437.6?170.7?cos12.9? =273.87m/s

c1sin?1437.6?sin12.9?=20.9° ?1?arcsin?arcsinw1273.87w12273.872?hw1???37.5kJ/kg

200020002.4.2、动叶部分计算

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贵州大学课程设计 （1）、动叶出口相对速度w2t和w2

w2t?2??ht0?w12?2?0.075?110?1000?273.872=302.5m/s

w2=ψw2t=0.925×302.5=278.3m/s

式中 ψ---动叶速度系数，由ψ与Ωm、w2t的关系曲线查得ψ=0.925. （2）、动叶等比熵出口参数h2t与v2t

h2t?h1??m?ht0?3381.013?0.075?110?3372.763kJ/kg

由h2t，s1=6.8122kJ/（kg·K),查得v2t=0.0542553m3/kg，动叶出口压力p2=6.05998MPa.

（3）、动叶出口面积Ab=Ab?87.34cm2

（4）、动叶高度lb。lb=ln+Δt+Δr=24+1+1=25mm

（5）、作动叶出口速度三角形。由w2、?2、u确定速度三角形

222 C ?w?u?2wucos?2222 =278.32?170.72?2?278.3?170.7?cos19.7??130.9m/s ?2?arcsin（6）动叶损失

w2sin?2278.3?0.3374?arcsin?45.8?c2130.9

22w300.50?hb?(1??2)?hb?(1??2)2t?(1?0.9252)??6.6kj/kg22000

（7）动叶出口比焓值h2

.763?6.6?3379.4kj/kg h2?h2t??hb?3372kj/(kg?K)，v2?0.0545011m3/kg 由h2、p2查得s2?6.821（8）余速损失?hc2

2c2130.92??8.57kJ/kg ?hc2?22000 页 第 17

贵州大学课程设计 (9)轮周损失?hu

?hu??hn??hb??hc2?6.013?6.7?8.57?21.2kJ/kg （10）轮周有效比焓降?hu

Δh=Δh0-δh=110-21.2=88.8kJ/kg

utu

(11)轮周效率?u。调节级后余速不可利用，系数为?1?0 ?u??hu?h88.8?0u??80.73% E0?ht??1?hc2110(12)校核轮周效率ηu

Pu1?u(c1cos?1?c2cos?2)

=170.7×（437.6×0.9748+130.9×0.7009） =88.39kJ/kg

'?u?Pu1P88.39?0u1??80.35% E0?ht??1?hc2110

?u'??u80.35?80.73??0.47%?1%，误差在允许范围内。 ??u??u80.732.4.3、级内其他损失的计算

（1）、叶高损失错误！未找到引用源。

错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。×88.8=4.633kJ/k a- 经验系数，单列级a=1.2。 （2）、扇形损失

错误！未找到引用源。=0.7错误！未找到引用源。=0.7×(错误！未找到引用源。)2

×(110-8.57)=0.035kJ/kg

（3）、叶轮摩擦损失错误！未找到引用源。 由前面，v1=0.0531993m3/kg，v2=0.0545011 m3/kg

页 第 18

贵州大学课程设计 V=错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。=0.0538502错误！未找到引用

源。3/kg

错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。=1.2*(170.7/100)^3×(1100×10^-3)2/0.0538502=134.12kW

错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。=误！未找到引用源。kJ/kg

式中K1-经验系数，一般取K1=1.0~1.3. （4）、部分进汽损失

鼓风损失 错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。(1-e-错误！未找到引用源。)错误！未找到引用源。=0.15*错误！未找到引用源。*(1-0.3328)*0.3643=0.0145 斥汽损失

错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。=0.012*错误！未

134.12?2.58969错51.79找到引用源。*错误！未找到引用源。 =0.0477

故有错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。+错误！未找到引用源。=0.0145+0.0477=0.0622 所以

?he??eE0错误！未找到引用源。=11×0.0622=6.842kJ/kg

（5）级内各项损失之和Σδh

??h??hl??h???hf??he?4.633?0.036?2.787?6.842?14.297kJ/kg （6）下一级入口参数

错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。+Σδ

h=3379.4+8.57+14.297=3402.267kJ/kg

由错误！未找到引用源。，P2查得s2ˊ=6.8511kJ/（kg·k），v2ˊ=0.055346m3/kg，t2ˊ=491.62℃

2.4.4、级效率与内功率的计算

页 第 19

贵州大学课程设计 （1） 级的有效比焓降错误！未找到引用源。

?hi??hu???h?88.8?14.297?74.503kJ/kg

（2） 级效率?i ?i??hi74.503??0.677 E0110（3） 级的内功率错误！未找到引用源。

.51037kW Pi?G?hi?51.79?74.503?3858ξ2.5、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

项目 蒸汽流量 喷嘴平均直径 动叶平均直径 级前压力 级前温度/干度 级前速度 级前比焓值 圆周速度 理想比焓降 理想速度 假想速比 反动度 利用上级余速动能 喷嘴滞止比焓降 喷嘴出口理想速度 喷嘴速度系数 符号 G dn db p0 to/xo Co h0 μ Δht Ca xa Ωm Δhco Δhn c1t φ o单位 kg/s mm mm MPa ℃ m/s kJ/kg m/s kJ/kg m/s ％ kJ/kg kJ/kg m/s 调节级 51.79 1100 1100 8.32 533.1 0 3476.8 170.7 110 469 0.364 0.075 0 101.75 451.11 0.97 第一压力级 50.28 997 997 6.05998 491.6 0 3401.7 156.61 51.2321 320.1 0.489 0.0735 0 47.47 308.11 0.97 末级 35.93 2007 2007 0.022 62.2 164 2426.9 315.26 162.92 593.92 0.552 0.574 13.448 75.13 387.64 0.97 页 第 20

贵州大学课程设计 喷嘴出口实际速度 喷嘴损失 喷嘴后压力 喷嘴后温度/干度 喷嘴出口理想比体积 喷嘴出口截面积 喷嘴出汽角 喷嘴高度 部分进汽度 动叶进口相对速度 相对于w1的比焓降 动叶滞止比焓降 动叶出口理想速度 动叶速度系数 动也损失 动叶出口相对速度 动叶出口绝对速度 余速损失 动叶后压力 动叶后温度/干度 动叶出口比体积 动叶出口面积 动叶出汽角 动叶高度 级理想能量 轮周有效比焓降 轮周功率 c1 δhon p1 t1/x1 v1t An α1 ln e w1 Δhw1 Δhob w2t ψ δhb w2 c2 δhc2 p2 t2/x2 v2 Ab β2 lb Eo Δhu pu m/s kJ/kg MPa ℃ m3/kg m2 437.58 6.01 6.2141 483 0.053 0.00583 12.9 23 0.3328 273.87 37.5 45.75 302.5 0.925 6.6 278.3 130.9 8.57 6.06 481.6 0.05426 0.008734 19.7 25 110 88.8 4278.66 298.87 2.81 5.23 468.3 0.06196 0.009485 10.75 16 1 147.92 10.94 14.7 171.5 0.9355 1.836 160.44 49.44 1.22 5.187 467.2 0.0626 0.017337 17.89 18.5 50 45.4 2131.42 376.01 4.44 0.014 0.899 9.5791 1.3210 18.33 418 1 125.38 7.86 109.1 467.11 0.95 10.64 443.75 247.71 30.68 0.00478 0.874 19.446 2.2750 32.89 423 176.4 130.6 4261.87 (o) mm m/s kJ/kg kJ/kg m/s kJ/kg m/s m/s kJ/kg MPa ℃ m3/kg m2 (o) mm kJ/kg kJ/kg kW 页 第 21

贵州大学课程设计 轮周效率 叶高损失 叶轮摩擦损失 部分进汽损失 漏气损失 湿汽损失 级内有效比焓降 级相对内效率 级的内功率 ηu δhl δhf δhe δhδ δhx Δhi ηi pi ％ kJ/kg kJ/kg kJ/kg kJ/kg kJ/kg kJ/kg ％ kW 80.73 4.63 2.59 6.842 0 0 74.5 67.73 3858.51 90.72 3.4 1.47 0 1.016 0 39.37 78.73 1979.77 74.6 0.375 0.29 0 0.127 13.7442 110.69 62.76 3977.14

§2.6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 Y1?Y2?h1?hc3208.68?2284.35??0.775184501 h0?hc1192.4h2?hc3080.53?2284.35 ??0.667712177h0?hc1192.4Y3?h3?hc2992.15?2284.35 ??0.593592754h0?hc1192.4Y4?Y5?h4?hc2849.22?2284.35??0.47372526

h0?hc1192.4h5?hc2695.04?2284.35??0.344423012

h0?hc1192.4Y6?Y7?h6?hc2564.19?2284.35??0.234686346

h0?hc1192.4h7?hc2473.34?2284.35??0.158495471

h0?hc1192.4 页 第 22

贵州大学课程设计 3404.43?2284.35Ysg???0.939349211

h0?hc1192.4

hsg?hchlv?hc3476.75?2284.35Y1v???1

h0?hc1192.4

(2)、 汽轮机的汽耗量计算及校核

D0'??3600Pe1?(h0?hc)?m?g(1???jYj???lvYlv???sgYsg

3.6?500001?1192.4?0.98?0.98(1?0.152836044)?185.54t/hD0'?D0185.54?186.46????0.5%?1% 合理

D0'185.54 (3)、 汽轮机功率核算

3600185.54?(3476.75?737.13?1625.92?81.09?25.66)?0.98?0.98?

3600?49841.96kW??P49841.96?50000e'?Pe??0.32%?1% 合理 P'49841.96ePe'?D0'?h0???jhj??chc??sghsg??lvhlv??mg2.6.2、汽轮机热耗量Q0、热耗率q0

Q0?D0'(h0?hfw)?185.54?(3476.75?933.55)?471865328kJ/h

q0?

Q0471865328??9467.23kJ/(kW?h) P'49841.96e2.6.3、绝对电效率ηa,el

?a,el?

36003600??0.380259q09467.23

页 第 23

贵州大学课程设计 §2.7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Ωr

Ωr=Ωm=0.075

（2）求叶片受到的轴向推力

Fzl?e?dblb?m?p0?p2?

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Ωr

以末级进行计算

??r?2?22m?r?1??1??m????r??cos?1m?sin?1m?????r??

其中Ωm=0.574,rm【=1m,rr=0.6675m，α1m=18o20’,代入后得Ωr=0.0036。附表B-5中Ωr=0.4%

\\

（2）求叶片受到的轴向推力

Fzl?e?dblb?m?p0?p2?

其中lb=0.665.m,(p0-p2)=0.0088MPa,代入后，Fzl=21105.5N。 （3）求当量隔板漏气面积

A'p??dp?p/zp

'其中dp=0.745m,δp=0.0005m,Zp=3,代入后AP=675mm2。

（4）求叶根齿隙面积

A5

A5??dr?z

式中：dr=1335mm, δz=7.8mm, 代入得 A5=32696.82 mm2，附表中A5=32712mm2。

页 第 24

贵州大学课程设计 （5）求q q=2.18 （6）求叶轮反动度Ωd

?d?q?r?2.18?0.004?0.0087 （7）求Pd

?? Pd?p2??dp0?p2

（8）求轮盘面积Ad

??d?2?dp?2?r?? Ad?????????22????????

式中：p2=0.00461MPa, (p0-p2)=0.0088MPa, 代入得Pd=4.68kPa。

式中：dr=978mm, dp=590mm, 代入得Ad=963352mm2 （9）求轮盘轴向推力Fz2 Fz2?Ad?pd?p2?

式中：Ad=477581mm2，pd-p2=6.7-6=0.8kPa，代入得Fz2=83.5N （10）作用在转子轴肩的推力

由图可得倒数第三级转子直径d1?700mm次末级转子直径d0?745mm排气出口处推力轴承直径d2=553mm以此计算出作用转子上的轴向推

Fz3=???d420?d12?p0???d4202?d2?p2?4??478.3N?0.7452?0.72??0.0165?106??0.745?42?0.5532??0.00676?106

页 第 25

贵州大学课程设计 （11）综上作用在末级的力

F=21105.5+83.5-478.3=20710.6N

2.7.3、中间级轴向推力计算 （1）计算叶根反动度Ωr 以17级进行计算

??r?2?22m?r?1??1??m????r??cos?1m?sin?1m?????r??

其中Ωm=0..34,rm【=0.602m,rr=0.5325m，α1m=12o34’,代入后得Ωr=0.165。附表B-5中Ωr=15.6

（2）求叶片受到的轴向推力

Fzl?e?dblb?m?p0?p2?

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

A'p??dp?p/zp

'AP其中dp=0.59m,δp=0.0005m,Zp=5,代入后=457mm2。

（4）求叶根齿隙面积

A5

A5??dr?z

式中：dr=1065mm, δz=2mm, 代入得 （5）求q q=0.4 （6）求叶轮反动度Ωd

?d?q?r?0.4?0.165?0.066 （7）求Pd

Pd?p2??d?p0?p2?A5=6692.2 mm2

式中：p2=0.1835MPa, (p0-p2)=0.0725MPa, 代入得Pd=0.188285kPa。 （8）求轮盘面积Ad

页 第 26

贵州大学课程设计 ??d?2?dp?2?Ad????r????2???2????????

式中：dr=1065mm, dp=590mm, 代入得Ad=617421mm2 （9）求轮盘轴向推力Fz2

?? Fz2?Adpd?p2

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=15914.4N

2.7.4 、设计工况安全性核算 （1）总的叶片轴向力ΣFz1

ΣFz1=4932.14+20710.6+14*12960.09191=207084.03N

（2）总的叶轮轴向力ΣFz2

ΣFz2=0+0+24*2954.3=70903.2N （3）总的转子轴向力ΣFz3

ΣFz3=-150235N

（4）总的各级轴向力ΣFz

ΣFz=207084.03+70903.2-150235 =129421.66N

（5）安全系数n n?

pA??FZ3(2.45?110000?150235)=1.50991 ??FZ1?FZ2207084.03?70903.2 页 第 27

贵州大学课程设计

第三章 变工况核算

§3.1变工况调节级详细计算

90%工况

汽轮机进汽量

设m=1.15，机械效率ηm=0.98，发电机效率ηg=0.98，汽轮机漏汽量

△D0=3D，设计功率Pel=45MW,则：

D0?

3.6Pem??D(t/h) =3.6×45000/(1191.7×0.98×0.98)+0.03D0

??i?m?g =167.81t/h 通过全部气门的流量Gc?Gt?186.46?189.878t/h 0.982?9?65.727t/h

9?7?5?57?51.121t/h 第二个汽门全开时：Gc2?189.878*9?7?5?55?36.515t/h 第三个汽门全开时：Gc3?189.878*9?7?5?55?36.515t/h 第四个汽门全开时：Gc4?189.878*9?7?5?5 第一个汽门全开时：Gc1?189.878* 取通过第一、二、三个汽门全开 第四汽门开启Gc4?13.066t/h 3.1.1、喷嘴部分的计算 （1）、调节级进汽量

GT?G0??Gv?167.81?1.2887?46.23kg/s 则调节级喷嘴流量Gn?GT?166.428t/h?46.23kg/s （2）、反动度?m?0.075 （3）、调节级理想焓降?ht0

000?8.32MPa，tT?533.13?C，hT?3476.75kJ/kg， 根据设计负荷中的pT' 页 第 28

贵州大学课程设计 00Gn?48.13kg/s，sT?6.8402kJ/(kg??C)，vT?0.0419247m3/kg，p1=6.2141MPa

和等比熵膨胀过程得

'Gn46.23 变工况后的喷嘴出口压力p?p1?6.2141??5.9687MPa

Gn48.13'10000 由pT?8.32MPa，tT?533.13?C，p1'?5.9687MPa，h1t=hT-Δhn查h-s图

00得?hn?hT?h1t?3476.75?3363.30?113.45kJ/kg 0?hn113.45 则?h???123kJ/kg

1??m1?0.0750t（4）、喷嘴出口汽流速度

0?2?113.45?1000?476.34m/s c1t?2?hn c1??c1t?0.97?476.34?462.0m/s （5）、喷嘴压比 ?n?p15.9687??0.717??nc?0.546 0pT8.32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、α=12.9°、sinα1=0.2606. （6）、级的圆周速度u?170.7m/s （7）、喷嘴损失

δhn=（1-?2）Δh0n=（1-0.972）×113.45=6.705kJ/kg

（8）、喷嘴出口比焓值

h1=h1t+δhn=3363.30+6.705=3370.005kJ/kg

由h1、p1查得s1=6.8154487kJ/（kg*K),v1=0.0547995m3/kg （9）、求动叶进口汽流相对速度w1和进汽角β

w1?c12?u2?2c1ucos?1

1

=462.02?170.72?2?462.0?170.7?cos12.9? =298.05m/s

页 第 29

贵州大学课程设计 c1sin?1462?sin12.9??1?arcsin?arcsin?20.2?

w1298.05w12298.052?hw1???44.42kJ/kg

200020003.1.2、动叶部分计算

（1）、动叶出口相对速度w2t和w2

w2t?2??ht0?w12?2?0.075?123?1000?298.052=327.5m/s

w2=ψw2t=0.920×327.5=301.3m/s （2）、动叶等比熵出口参数h2t与v2t

h2t?h1??m?ht0?3370.005?0.075?123?3360.78kJ/kg

由h2t，s1=6.8154487kJ/（kg·K),查得v2t=0.0560321649m3/kg，动叶出口压力p2=5.8016775MPa. （3）、出口速度

222 C ?w?u?2wucos?2222 =301.32?170.72?2?301.3?170.7?cos19.7??151.9m/s ?2?arcsin（4）、动叶损失

20bw2sin?2301.3?0.3374?arcsin?42.0? c2151.9

222w2327.52?hb?(1??)?h?(1??)t?(1?0.920)??8.24kj/kg22000

（5）、动叶出口比焓值h2

.78?8.24?3369.02kj/kg h2?h2t??hb?3360kj/(kg?K)，v2?0.05635624m3/kg 由h2、p2查得s2?6.8265（6）、余速损失?hc2

2c2151.92??11.54kJ/kg ?hc2?22000 页 第 30

贵州大学课程设计 （7）、轮周损失?hu

?hu??hn??hb??hc2?6.705?8.24?11.54?26.5kJ/kg （8）、轮周有效比焓降?hu

Δh=Δh0-δh=123-26.5=96.5kJ/kg

utu

（9）、轮周效率?u。调节级后余速不可利用，系数为?1?0 ?u??hu?h96.5?0u??78.5% E0?ht??1?hc2123（10）、校核轮周效率ηu Pu1?u(c1cos?1?c2cos?2)

=170.7×（462×0.9748+151.9×0.7431） =96.14kJ/kg

' ?u?Pu1P96.14?0u1??78.2% E0?ht??1?hc2123

'?u??u78.2?78.5?????0.38%?1%，误差在允许范围内。 u?u78.53.1.3、级内其他损失

（1）、叶高损失错误！未找到引用源。

错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。×96.5=5.035kJ/k b- 经验系数，单列级a=1.2。 （2）、扇形损失

错误！未找到引用源。=0.7错误！未找到引用源。=0.7×(错误！未找到引用源。)2

×(123-11.54)=0.039kJ/kg

（3）、叶轮摩擦损失错误！未找到引用源。 由前面，v1=0.0547995m3/kg，v2=0.05635624 m3/kg

页 第 31

贵州大学课程设计 V=错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。=0.0555779错误！未找到引用

源。3/kg

错误！未找到引用源。=

错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。

式中K1-经验系数，一般取K1=1.0~1.3. （4）、部分进汽损失

由错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。+错误！未找到引用源。=0.0145+0.0477=0.0622

所以?he??eE0错误！未找到引用源。=123×0.0622=7.651kJ/kg （5）级内各项损失之和Σδh

错误！未找到引用源。

170.73(1100?10?3)2)??129.95kW =1.2?(1000.0555779129.95?2.81kJ/kg46.23??h??hl??h???hf??he?5.035?0.039?2.81?7.651?15.535kJ/kg （6）下一级入口参数

错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。+Σδ

h=3369.02+11.54+15.535=3396.095kJ/kg

由错误！未找到引用源。，P2查得s2ˊ=6.862364kJ/（kg·k），v2ˊ=0.057411m3/kg，t2ˊ=487.91℃

3.1.4、级效率与内功率的计算

（1）、级的有效比焓降错误！未找到引用源。

?hi??hu???h?96.5?15.535?80.965kJ/kg

（2）、级效率?i ?i??hi80.965??0.6583 E0123（3）、级的内功率错误！未找到引用源。

P.012kW i?G?hi?46.23?80.965?3743 页 第 32

贵州大学课程设计 §3.2变工况末级详细计算

3.2.1、末级的原始数据

喷嘴平均直径 喷嘴高度 动叶平均直径 动叶高度 喷嘴出汽角 动叶出汽角 隔板轴封面积 隔板轴封齿数 喷嘴出口截面积 动叶出口截面积 3.2.2、 90%工况下末级的参数

流量 级后压力 级后蒸汽干度 3.2.3、末级倒序详细核算

（1）根据设计工况下级内各损失估取变工况下的级内各损失

dn ln db lb a1 β2 Ap zp An Ab mm mm mm mm ° ° Cm2 m2 m2 2007 418 2007 423 18.33 32.89 11.775 3 1.3210 2.2750 G0 P2 X2 Kg/s MPa 30.75 0.0045 0.872 喷嘴损失 动叶损失 叶高损失 隔板漏汽损失 湿汽损失 叶轮摩擦损失 余速损失 （2）变工况后末级各参数的计算

δhn1 kJ/kg kJ/kg kJ/kg kJ/kg kJ/kg kJ/kg kJ/kg 4.52 7.268 0.42 0.05 0.4 0.20 19.86 δhb1 δhl1 δhδ1 δhx1 δhf1 δhc21 页 第 33

贵州大学课程设计 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p2=0.00478MPa和级后干度x2=0.874查得s2=7.41052 kJ/(kg.℃)。

则由p21=0.0045MPa与s2=7.41052 kJ/(kg.℃)查得；末级动叶出口蒸汽的比焓值h21=2247.14kJ/kg末级动叶出口蒸汽的干度x21=0.872，末级动叶出口蒸汽比体积v21=27.134m^3/kg；末级动叶出口蒸汽比熵s21=7.41052 kJ/(kg.℃)。 由上损失表可知

总损失（除了喷嘴损失）为： ∑δh1?(1-μ1)*δhc21?δhf1?δhx1?δhδ1?δhl1+δhb1 =19.86+0.2+0.4+0.05+0.42+7.268 =28.198kJ/kg 式中μ1——余速利用系数，对于末级μ1=0

由点2沿等压线p21向下移动∑δh1，得到动叶出口理想蒸汽比焓值 h31=h21-∑δh1=2218.942kJ/kg

根据p21和h31查焓温表得到末级动叶出口状态点3的蒸汽理想参数

v31=26.77236m^3/kg;s31=7.31782kJ/(kg*°C);x31=0.8603

根据1-x31=1-0.8603=0.1397及设计工况末级平均反动度Ωm=0.574 查附图A-2得到μb=1.021

又由κ=1.035+0.1x=1.035+0.1*x31=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

Mb1?Gb1μbAbκp21v31=

30.750.0045*10^61.021*2.2750*1.1206626.77236=0.965

页 第 34

贵州大学课程设计 Mb1?1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Gb1?G1

用动叶出口的连续方程计算动叶出口相对速度w21 w21?Gb1v2130.75*27.134==366.8m/s

2.275Ab式中 Ab---动叶喉部截面积 末级动叶的圆周速度u=315.26m/s

由动叶出口速度三角形算出动叶出口的绝度速度c21

2c21?w21?u2?2*w21*u*cosβ2

=366.82?315.262?2*366.8*315.261*cos32.89 =199.3m/s

2c21199.32所以末级动叶余速损失δhc21?==19.86kJ/kg

20002000δhc21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Ψ取0.95

2w211366.821(2?1)=(?1)=7.268kJ/kg 末级动叶损失δhb1?2000Ψ20000.952δhb1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Δh0b1

Δh*b1=

1366.821w212()=74.54kJ/kg ()=

20000.952000Ψ由末级动叶出口蒸汽理想比熵s31=7.288，Δh*b1以及动叶出口理想焓值h31可以确定末级动叶进口滞止焓值即动叶进口滞止状态点40的参数

**末级动叶进口滞止焓值h40=Δhb1+h31=74.54+2209.97=2284.51kJ/kg 1 页 第 35

贵州大学课程设计 **

根据h40和s31查焓温表得末级动叶进口滞止点的滞止压力p0=0.00765MPa动叶141

的理想比焓降Δhb1

'2222w51w21w51cosθ2w211w211w42?=≈[?()][?()] Δhb1?Δh?δhw1=

2000Ψ220002000Ψ2w212000Ψ2w2*b1取

w4=0.33 w22w211w42366.82?12?Δhb1=[2?()]=?0.33??=67.213kJ/kg 2000Ψw22000?0.952?由末级动叶出口理想点3等熵增加Δhb1可以确定末级动叶进口点4的比焓值

Δh4

所以末级动叶进口比焓值h41=h31+Δhb1=2209.97+67.213=2277.183kJ/kg 由末级动叶进口比焓值h41和动叶出口理想点3的比熵s31查焓熵表得到末级动叶进口状态点4的蒸汽压力p41=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θ=0° 由于θ=0°，δhβ1?1?w51sinθ?2所以δhβ1=0kJ/kg，所以喷嘴出口（状态点5）2000的比焓值与动叶进口比焓值相同，即h4?h5

由h4和p4查焓温表可以确定末级喷嘴出口点5的蒸汽比体积

v51=17.49784m^3/kg

计算隔板的轴封漏汽量ΔGp1。在完成了级参数的核算后，还需要计算隔板轴封漏汽量ΔGp1，一边修正末级喷嘴汽道中的蒸汽流量。

AP?πdpδp=3.14*0.75*0.0005=0.0011775m2

页 第 36

贵州大学课程设计 ΔGp1?ApAnzpG1=

0.0011775*30.75=0.015825kg/s

1.3213式中 Ap——隔板汽封间隙面积；dp——汽封齿处平均直径

δp——隔板汽封间隙；zp——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c51

Gn1?Gb1?ΔGP1=30.75-0.015825=30.734kg/s

c51?Gn1v5130.734*16.3049==379.345m/s

1.321An由c51确定末级喷嘴损失δhn1

2?1?379.3452?1c51???=δhn1??1?1??=4.519kJ/kg 22??2000?ψ2000?0.97??式中 ψ——喷嘴损系数，取0.97

沿着等压线p41?p51向下减少δhn1得到末级喷嘴出口理想状态点6的比焓值h61 即h61?h51?δhn1=2277.183-4.519=2272.664kJ/kg

所以根据h61和p61?p51?p41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：v61=16.26995m^3/kg;s61=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Mn1?Gn1μnAnpκ51v61?30.750.00776*1061.02*1.3211.1223816.26995

=0.986

Mn1<1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θ=0° 由于圆周速度u=315.26m/s 所以由u、c51和a1确定w51

页 第 37

贵州大学课程设计 2w51?c51?u2?2uc51cosa1

=379.3452?315.262?2*379.345*315.26*cos18.33 =127.448m/s

由速度三角形可以确定末级喷嘴出汽角β11 cosβ11?c51cosa1?u379.345*cos18.33-315.26==0.352

127.448w51所以β11=69.4°

确定末级喷嘴的滞止理想比焓降Δh*n1

1379.34521?c51?=??Δh*?n1?2000(0.97)=76.47kJ/kg 2000?ψ??0从末级喷嘴出口理想状态点6等比熵向上Δh*n1得到末级进口滞止状态点0 *比焓值h01

2*h01?h61?Δh*n1=2272.664+76.47=2349.134kJ/kg

*由末级进口滞止状态点00的比焓值h01和末级喷嘴出口理想状态点6的比熵s61*查焓温表得到末级进口滞止状态点00的压力p01=0.01256MPa

末级利用上一级余速动能为δhc0=11.1kJ/kg

*所以由h01和δhc0可以确定末级喷嘴进口状态点0的比焓值h01

* h01?h01?δhc0=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h01，查焓温表可以得到末级喷嘴进口状态点0的压力p0=0.01285MPa 计算级的反动度Ωm1

Ωm1?67.213Δhb1==0.468 076.47?67.213Δh01?Δhb1末级其他损失

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贵州大学课程设计 叶高损失?hl?a1.2?hu??(76.47?67.213)?0.412kJ/kg l418 叶轮摩擦损失 ?hf?0.2kJ/kg 部分进汽损失?he?0 计算出末级效率和功率 级有效比焓降Δhi1

Δhi1?Δhu1?∑δh1?Δh*δh1 t1?δhn1-δhb1?δhc21?∑=76.47?67.213-4.52-7.268-19.86-0.612 =111.423kJ/kg 级的理想能量E01

E01?Δh0t1?μ1δhc21=76.47?67.213=143.683kJ/kg 则本级的效率为ηi1 ηi1?Δhi1111.423==0.7755 E01143.683级的内功率pi1

pi1?G1Δhi1=30.75*111.423=3426.26kW

§3.3 变工况压力级计算

以第二级为例 3.3.1、喷嘴部分

（1）、第一压力级进汽量

G1?G0??Gv?167.81?1.2887?4.158?45.10kg/s

0（2）、设计工况的级前压力p0?pT?6.06MPa

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： p01?p0G145.10?6.06??5.82MPa G46.98 页 第 39

贵州大学课程设计 0 近似认为级前参数与滞止参数相等，由p01?p01?5.82MPa和

0h0?h01?h01?3369.02kJ/kg查得

0t01?t01?476.5?C，

00假设喷嘴流量Gn1、v01?v01?0.0561769m3/kg ，s01?s01?6.82514kJ/(kg??C)。

动叶流量Gb1都等于G1。 （3）、临界流量Gcn1

00/v01?0.648?0.009485?103?5.82/0.0561769 Gcn1?0.648Anp01 =61.26kg/s

因为此处讨论的为亚临界，故有GN1?Gcn1。

（4）、喷嘴的滞止理想比焓降。假设喷嘴后的压力为p11?5.012MPa，由p11、

0s01查得h1t1?3320.90041kJ/kg。

00则 ?hn.02?3320.9004?48.1196kJ/kg 1?h01?h1t1?33690 喷嘴的理想比焓降 ?hn1??hnkJ/kg 1?48.1196（5）、喷嘴出口流速c11及喷嘴损失?hn1

0 c11??2?hn1?0.97?2?48.1196?1000?300.918m/s

2c111300.91821 ?hn1?(2?1)?(?1)?2.843868kJ/kg 22?20000.97（6）、喷嘴出口比焓

h11?h1t1??hn1?3320.90041?2.843868?3323.7443kJ/kg

' 由h11、p11查得v11?0.063283m3/kg根据连续性方程求得喷嘴的流量Gn1

' Gn?300.918/0.063283?45.10223kg/s 1?Anc11/v11?0.009485'Gn1?Gn45.10?45.102231??0.0000493???0.005

Gn145.10

页 第 40

贵州大学课程设计 （7）、喷嘴出口进入动叶的相对速度w11及进汽角?11

2?u2?2c11ucos?1 w11?c11 ?300.9182?156.612?2?300.918?156.61?cos10.75? =149.93m/s

c11sin?1300.918?sin10.75? ?11?arcsin?arcsin?21.99?

w11149.93 则动叶进口处汽流的冲角为???1??11?22.14??21.99??0.15?

' 汽流进入动叶的有效焓降w11?w11cos??149.93?cos0.15??149.93m/s

（8）、动叶进口的撞击损失及动叶的进口动能 ?h?11?

?hw11?11(w11sin?)2?(149.93?cos0.15?)2=11.239kJ/kg 2000200011(w11sin?)2?(149.93?sin0.15?)2=0.00020kJ/kg 200020003.3.2、动叶部分

（1）、根据p11、h11、?hw11、?h?11可以查得动叶进口参数及滞止参数。如下： p11?5.012MPa，

't11?452.7?C，

'v11?0.063283m3/kg，

'0'0h11?3323.7445kJ/kgs11?3334.9836kJ/kg,?s11?6.82906kJ/(kg??C),h11000PkJ/kg,t11?458.5?C，v11?0.0615655m3/kg。 11?5.19145（2）、动叶临界流量

00/v11?0.648?0.017337?103?5.19145/0.0615655 Gcb1?0.648Abp11 =103.16kg/s

因为此处讨论的为亚临界，故有Gb1?Gcb1。

（3）、动叶的滞止理想比焓降。假设动叶后的压力为p21?4.940MPa，由p21、

页 第 41

贵州大学课程设计 0s11查得h2t1?3319.158071kJ/kg。

00则 ?hb?h.9836?3319.158071?15.825529kJ/kg 111?h2t1?3334' 动叶的理想比焓降 ?hb1?h11?h2t1?4.58643kJ/kg

（4）、动叶出口流速c11及动叶损失?hb1

0 w21??2?hb1?0.9355?2?15.825529?1000?166.4324m/s

2w211166.432421 ?hb1?(2?1)?(?1)?1.97566kJ/kg 22?20000.9355（5）、动叶出口比焓

h21?h2t1??hb1?3319.158071?1.97566?3321.13373kJ/kg

' 由h21、p21查得v21?0.064094m3/kg根据连续性方程求得喷嘴的流量Gn1

' Gb?166.4324/0.064094?45.01886kg/s 1?Abw21/v21?0.017337'Gb1?Gb45.10?45.018861 ??0.0018???0.005

Gb145.10（6）、动叶出口绝对速度c21及方向角?21 C21?22w21?u2?2w21ucos?2

=166.43242?156.612?2?166.4324?156.61?cos17.89??51.16m/s ?21?arcsin

（7）、级的余速损失

2c2151.162??1.308673kJ/kg ?hc21?22000w21sin?2166.4324?0.3072?arcsin?88.0? c2151.16（8）计算反动度 ?m1?4.58643?hb1?hb1??0.087 ?0048.1196?4.58643?hn??h?h1b1t1 页 第 42

贵州大学课程设计 （9）、轮周损失及轮周有效焓降 轮周损失

?hu??hn1??hb1??hc21?2.843868?1.97566?1.308673?6.1282kJ/kg 轮周有效比焓降

0 ?hu??hn?6.1282?46.57783kJ/kg 1??hb1??hu?48.1196?4.58643（10）、轮周效率 ?u??hu?h46.57783?0u??89.48% E0?ht??1?hc252.70603?0.655（11）、级的其他损失 叶高损失 ?hl1? 叶轮摩擦损失 v?

3u3dm156.6130.9973 ?Pf1?K1()?1.2?()??71.734kW

100v11000.06368a1.2?hu??46.57783?3.493kJ/kg l16v11?v210.063283?0.064094??0.06368m3/kg 22 ?hf1??Pf1G1?71.734?1.591kJ/kg 45.10 漏气损失近似按反比与流量的关系算，则

1.016?46.98?1.058kJ/kg

45.10x?x1?1''?(1?)?hil?0 湿汽损失 ?hx1?(1?0121)?hil22 ?h?1?（12）、计算级的特性

3 级的速度比 xa1?u/ca1?u/2?ht01?156.61/2?(52.70603)?10?0.482

级的有效比焓降

?hi1??hu??h11??hf1??h?1??hx1??h?11

?46.57783?3.493?1.591?1.058?0?0.0002?40.436kJ/kg

页 第 43

贵州大学课程设计

级的理想能量 E01??ht0?0.5?1.31?52.051kJ/kg 1??1?hc21?52.70603 级的相对内效率 ?i1??hi1/E01?40.436/52.051?0.777 级的内功率 P.664kW i1?G1?hi1?45.10?40.436?1823

§3.4 90%工况下热经济性指标计算

3.4.1、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

页 第 44

贵州大学课程设计 D0'??3600Pe1?(h0?hc)?m?g(1???jYj???lvYlv???sgYsg

3.6?450001?1192.4?0.98?0.98(1?0.152836044)?166.98t/h??D0'?D0166.98?167.81??0.0050?1% 满足 D0'166.98 （2）汽轮机功率核算

3600166.98?(3476.75?737.13?1625.92?75.24?25.66)?0.98?0.98 ?3600?45116.75kWPe'?D0'?h0???jhj??chc??sghsg??lvhlv??mg??Pe'?Pe45116.75?45000??0.0026?1% 满足 Pe'45116.753.4.2、汽轮机热耗量Q0、热耗率q0

Q0?D0'(h0?hfw)?166.98?103?(3476.75?933.55)?424663536kJ/h

q0?Q0424663536??9412.54714kJ/(kW?h) Pe'45116.753.4.3、绝对电效率ηa,el

?a,el?36003600??0.382468204q09412.54714

§3.5 90%工况下轴向推力计算及安全性核算

3.5.1、调节级轴向推力计算 （1）计算叶根反动度Ωr

?r??m=0.075=7.5%

页 第 45

贵州大学课程设计 （2）求叶片受到的轴向推力

??F?e?dl?p?pzlbbm02

=0.3328*3.14*1.1*0.025*0.075*(8.32-5.801678)=5427.73N

3.5.2、末级轴向推力计算 （1）计算叶根反动度Ωr 以末级进行计算

2????r22m???????1?1????sin?r?m1m1m??cosr???r???

=1-(1-0.468)[(

1)2cos218.33o+sin218.33o]=0.17634

2-0.4232（2）求叶片受到的轴向推力

?? F?e?dl?p?pzlbbm02=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

'A?d?p?pp/zp=3.14*0.745*0.0005/3=675.3mm

2

其中dp=0.745m,δp=0.0005m,Zp=3. （4）求叶根齿隙面积A5

?d?5?rz=3.14*1335*7.8=32696.82 mm2 A式中：dr=1335mm, δz=7.8mm, 附表中（5）求q q=2.18 （6）作用在转子轴肩的推力

A5=32712mm2。

页 第 46

贵州大学课程设计

由图可得倒数第三级转子直径d1?700mm次末级转子直径d0?745mm排气出口处推力轴承直径d2=553mm以此计算出作用转子上的轴向推

??2)p2 Fz3=(d02?d12)p0?(d02?d244?? ?(0.7452?0.72)0.01285?106?(0.7452?0.5532)0.00478?106

44 =-279.35N

（7）综合动叶推力和轴肩推力 F=15772.51-279.35=15493.16N 3.5.3、中间级轴向推力计算 （1）计算叶根反动度Ωr 以17级进行计算

??r?2?22m?r?1??1??m????r??cos?1m?sin?1m?????r??

其中Ωm=0.34,rm=0.602m,rr=0.5325m，α1m=12o34’,代入后得Ωr=0.165。附表B-5中Ωr=0.156

（2）求叶片受到的轴向推力

Fzl?e?dblb?m?p0?p2?

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

A'p??dp?p/zp

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贵州大学课程设计 'AP其中dp=0.59m,δp=0.0005m,Zp=5,代入后=457mm2。

（4）求叶根齿隙面积

A5

A5??dr?z

式中：dr=1065mm, δz=2mm, 代入得 （5）求q q=0.4 （6）求叶轮反动度Ωd

?d?q?r?0.4?0.165?0.066 （7）求Pd

Pd?p2??d?p0?p2?A5=6692.2 mm2

式中：p2=0.184MPa, (p0-p2)=0.073MPa, 代入得Pd=0.18880MPa。 （8）求轮盘面积Ad

??d?2?dp?2?Ad????r????2???2????????

式中：dr=1065mm, dp=590mm, 代入得Ad=617421mm2 （9）求轮盘轴向推力Fz2

Fz2?Ad?pd?p2?

式中：Ad=617421mm2，pd-p2=4.800kPa，代入得Fz2=2963.6507N

（10）综上作用在中间级级的力

F=9686.6416+2963.6507=12650.2926N

3.5.4、 90%工况安全性核算 （1）总的叶片轴向力ΣFz1

ΣFz1=5427.73+15772.51+14*12650.2926=198304.337N

（2）总的叶轮轴向力ΣFz2

ΣFz2=0+0+24*2963.6507=71127.616N （3）总的转子轴向力ΣFz3

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贵州大学课程设计 ΣFz3=-144034.999N

（4）总的各级轴向力ΣFz

ΣFz=198304.337+71127.616-144034.999 =125396.954N

（5）安全系数n n?

pA??FZ3(2.45?110000?144034.999)=1.534840224 ??FZ1?FZ2198304.337?71127.616 页 第 49

贵州大学课程设计

第四章 对比与分析

ξ4.1 设计工况下与变工况下经济性分析

4.1.1、各个工况经济性汇总

工况 70% 80% 149.76408 40105.12861 370707208.3 9243.386597 0.389467644 90% 166.98 100% 185.54 110% 汽轮机汽耗量D’0 130.511t/h 92 204.52545116.75 49981.86 54790.8 汽轮机功率P’e 35531.5kW 31 汽轮机热耗量Q0 3319179kJ/h 汽轮机热耗率q0 kJ/(kW·h) 绝对电效率 η

a,el 424663536 9412.547414 0.382468204 472908040 9461.59 520147980 14.3 9230.503306 0.390011235 9433.345 0.380486 0.389213

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