1、电厂汽轮机第一节概述v汽轮机以蒸汽为工质，将热能转变为机械能，为发电机发电提供机械能。v火力发电厂三大主要设备之一，单机功率大、效率高、运行平稳、使用寿命长一.汽轮机的工作原理汽轮机内的能量转换一定压力和温度的蒸汽流经固定不动的喷嘴，并在其中膨胀，蒸汽的压力、温度不断降低，速度不断增加，使蒸汽的热能转化为动能。蒸汽热能蒸汽热能 气流的动能气流的动能轴的机械能轴的机械能喷嘴喷嘴动动叶叶一、汽轮机的工作原理1轴2叶轮3动叶栅4喷嘴单级冲动式汽轮机工作原理结构立体图单级冲动式汽轮机工作原理结构立体图 “级级”是汽轮机中最基本的工作单元。在结构上它是由静叶（喷嘴）和对应的动叶所组成；一列固定的喷嘴和与
2、它配合的动叶片构成了汽轮机的基本作功单元，称为汽轮机的“级级”（一）冲动作用原理p冲动力的定义：冲动力的定义：根据力学知识，当一运动物体碰到另一个静止的物体或者运动速度低于它的物体时，就会受到阻碍而改变其速度的大小或方向，同时给阻碍它的物体的一个作用力p特点：特点：蒸汽仅把从喷嘴中获得的动能转变为机械功，蒸汽在动叶通道中不膨胀，动叶通道不收缩l 喷嘴出口处：喷嘴出口处：蒸汽以相对速度w1进入动叶通道，由于受到动叶的阻碍，汽流方向不断改变，最后以相对速度w2流出动叶通道，l在流道中蒸汽对动叶产生一个轮周方向的冲动力F1，该力对动叶作功使动叶转动 蒸汽流过无膨胀动叶通道时速度的变化（一）冲动作用原
3、理v反动力定义：反动力定义：蒸汽在动叶汽道内膨胀时对动叶的作用力。根据动量守恒定律，当气体从容器中加速流出时，要对容器产生个与流动方向相反的力。v基本特点：基本特点：蒸汽在动叶流道中不仅要改变方向，而且还要膨胀加速，从结构上看动叶通道是逐渐收缩的。（二）反动作用原理从作用力方面分析原理v蒸汽流经级时先在喷嘴中膨胀压力降低，速度增加一方面通过速度方向的改变，产生冲动力F1v蒸汽在动叶中继续膨胀，压力降低，所产生的焓降转化为动能造成动叶出口的相对速度w2大于进口相对速度w1，使汽流产生了作用于动叶上的与汽流方向相反的反动力Fr。v在蒸汽的冲动力和反动力合力作用下推动动叶旋转作功。动叶通道是逐渐收缩
4、的 基本概念基本概念v级滞止理想焓降：级滞止理想焓降：0点是级前的蒸汽状态点，0*点是汽流被等熵滞止到初速等于零的状态，p1、p2分别为喷嘴出口压力和动叶出口压力，蒸汽在级内从滞止状态0*等熵膨胀到p2时的焓降称为级的滞止理想焓降v级理想焓降：级理想焓降：蒸汽在级内从0点等熵膨胀到p2时的焓降 称为级的理想焓降。th二、反动度和级的类型二、反动度和级的类型汽轮机的反动度 蒸汽在动叶通道内膨胀时的理想焓降hb，和在整个级的滞止理想焓降ht*之比，即*tbmhhbnbbnbmhhhhhh*tmbhh*1tmnhh反动度v反动度：反动度：表示蒸汽在动叶通道内膨胀程度大小的指标。v它等于蒸汽在动叶通道
5、中的理想焓降与喷嘴的滞止理想焓降和动叶通道中理想焓降之和的比值v级的平直径处（即1/2叶高处）的反动度用m表示，其表达式为：*tbbnbbnbmhhhhhhhh（二）汽轮机级的类型和特点1.按反动度的大小进行分类2.按通流面积是否随负荷而变分类3.按蒸汽的动能转换为转子机械能的过程分类级的类型及特点汽轮机的级可分为冲动级和反动级两大类冲动级冲动级冲动级又分：纯冲动级、带反动度的冲动级速度级 1)纯冲动级：反动度为零的级称为纯冲动级v工作特点：是蒸汽只在喷嘴中膨胀，在动叶通道中不膨胀v结构特点：动叶叶型近似对称弯曲，作功能力大，但效率比带反动度的冲动级低。v现代冲动式汽轮机中广泛采用具有一定反动
6、度的冲动级，简称为冲动级v工作特点:蒸汽的膨胀主要喷嘴中进行，在动叶通道中仅有小部分膨胀，产生的反动力较小，主要利用冲动力作功v结构特点：作功能力比反动级的大，效率又比纯冲动级高。带反动度的冲动级v定义：蒸汽在级中的理想焓降平均分配在喷嘴和动叶通道中的级称为反动级v工作特点：蒸汽在喷嘴和动叶通道中的膨胀程度相等，作功的力冲动力和反动力各占一半v结构特点：动叶叶型与喷嘴叶型完全相同。反动级的效率高于冲动级，但整级的理想焓降较小。反动级调节级喷嘴调节：多数汽轮机采用改变第一级喷嘴面积的方法调节进汽量，称之为喷嘴调节。调节级：中、小容量汽轮机的调节级喷嘴调节汽轮机的第一级称为调节级，一般采用复速级。
7、大容量汽轮机多采用单列冲动级。还把汽轮机的级分为速度级和压力级两种。v速度级:为使充分利用余速，在两列动叶之间装设列导向叶片，排汽经过导向叶片后改变方向，进入第二列动叶继续作功。这种级称为速度级。v复速级：同一叶轮上装有两列动叶片的双列速度级，又称为复速级。v工作特点：蒸汽主要在喷嘴中膨胀加速：动叶通道和导向叶片通道中基本不膨胀，焓降大、效率较低。用于单级汽轮机和中、小型多级汽轮机的第一级。复速级汽轮机的分类按工作原理分按工作原理分冲动式汽轮机冲动式汽轮机反动式汽轮机反动式汽轮机按热力特性分按热力特性分凝汽式汽轮机凝汽式汽轮机背压式汽轮机背压式汽轮机调节抽汽式汽轮机调节抽汽式汽轮机中间再热式汽
8、轮机中间再热式汽轮机凝汽式汽轮机v特点：在汽轮机中作功后的排汽，在低于大气压力的真空状态下进入凝汽器凝结成水。v火电厂火电厂中普遍采用的专为发电用的汽轮机汽轮机。凝汽设备主要由凝汽器凝汽器、循环水泵、凝结水泵和抽气器组成。汽轮机排汽进入凝汽器，被循环水冷却凝结为水，由凝结水泵抽出，经过各级加热器加热后作为给水送往锅炉。汽轮机的排汽在凝汽器内受冷凝结为水的过程中，体积骤然缩小，因而原来充满蒸汽的密闭空间形成真空，这降低了汽轮机的排汽压力，使蒸汽的理想焓降增大，从而提高了装置的热效率。汽轮机排汽中的非凝结气体(主要是空气)则由抽气器抽出,以维持必要的真空度。汽轮机最常用的凝汽器为表面式。冷却水排入
9、冷却水池或冷却水塔降温后再循环使用。靠近江、河、湖泊的电厂，如水量充足，可将由凝汽器排出的冷却水直接排入江、河、湖泊，称为径流冷却方式。但这种方式可能对河流湖泊造成热污染。严重缺水地区的电厂，可采用空冷式凝汽器。但它结构庞大，金属材料消耗多，除列车电站列车电站外，一般电厂较少采用。老式电厂中，有的采用混合式凝汽器，汽轮机排汽与冷却水直接混合接触冷却。但因排汽凝结水被冷却水污染，需要处理后才能作为锅炉给水，已很少采用。运行特性 凝汽式汽轮机的排汽压力对运行经济性有明显影响。影响凝汽器真空度的主要因素是冷却水进口温度和冷却倍率。前者与电厂所在地区、季节及供水方式有关；后者表示冷却水设计流量与汽轮机
10、排汽量之比。冷却倍率大，可获得较高真空度。但冷却倍率增大的同时增加了循环水泵的功耗和设备投资。一般表面式凝汽器的冷却倍率设计为60120。由于凝汽式汽轮机循环水的需要量很大，水源条件成为电厂选址的重要条件之一。v理想情况下表面式凝汽器的凝水温度应与排汽温度相同，被冷却水带走的热量仅为排汽的汽化潜热。但实际运行中，由于排汽流动阻力及非凝结气体的存在，导致凝结水温度低于排汽温度，两者的温差称为过冷却度。冷却水管布置不当，运行中凝结水位过高而浸泡冷却水管,均会加大过冷却度。正常情况过冷却度应不大于12。排汽压力与机组功率 降低凝汽式汽轮机的排汽压力,虽可提高热效率，但因排汽比容增大,汽轮机末级通流面
11、积和叶片需要相应增大,这加大了制造成本,使加工困难。因此，最佳排汽压力需通过技术经济综合分析确定。目前一般凝汽式汽轮机排汽压力取为0.0040.006兆帕。汽轮机功率决定于蒸汽流量。凝汽式汽轮机可通过的最大流量决定于末级叶片长度。由于叶片越大，离心力越大,这使它受到材料强度的限制。目前,末级叶片最大长度可达10001200毫米，叶片顶端最大允许圆周速度为550650米/秒,单排汽口极限功率约为100120兆瓦。低压缸采用分流式结构可提高单机功率。到80年代末，常规火电厂最大凝汽式单机功率，双轴机组为1300兆瓦，单轴机组为800兆瓦。凝汽式机组设计为低转速（1500或1800转/分）时，可提高
12、极限功率，但这又使汽轮机尺寸及材料消耗增加，因为汽轮机总重量与转速的三次方成反比。因此，除核电站核电站为适应低参数、大流量特点，常采用低速汽轮机外，中国火力发电厂均采用3000转/分汽轮机 背压式汽轮机v特点：是排汽直接用于供热，没有凝汽器。当排汽作为其它中低压汽轮机的工作蒸汽时，称为前置式汽轮机。抽汽背压式v排汽压力大于 0.1兆帕的汽轮机汽轮机。排汽可用于供热或供给原有中、低压汽轮机以代替老电厂的中、低压锅炉。后者又称为前置式汽轮机，它不但可以增加原有电厂的发电能力，而且可以提高原有电厂的热经济性。供热用背压式汽轮机的排汽压力设计值视不同供热目的而定；前置式汽轮机的背压常大于 2兆帕，视原
13、有机组的蒸汽参数而定。排汽在供热系统中被利用之后凝结为水，再由水泵送回锅炉作为给水。一般供热系统的凝结水不能全部回收，需要补充给水。背压式汽轮机发电机组发出的电功率由热负荷决定，因而不能同时满足热、电负荷的需要。背压式汽轮机一般不单独装置，而是和其他凝汽式汽轮凝汽式汽轮机机并列运行，由凝汽式汽轮机承担电负荷的变动，以满足外界对电负荷的需要。前置式汽轮机的电功率由中、低压汽轮机所需要的蒸汽量决定。利用调压器来控制进汽量，以维持其排汽压力不变；低压机组则根据电负荷需要来调节本身的进汽量，从而改变前置式汽轮机的排汽量。因此，不能由前置式汽轮机直接根据电负荷大小来控制其进汽量。由于供热背压式机组的发电
14、量决定于热负荷大小，宜用于热负荷相对稳定的场合，否则应采用调节抽汽式汽轮机抽汽式汽轮机。背压式汽轮机的排汽压力高,蒸汽的热降较小,与排汽压力很低的凝汽式汽轮机相比，发出同样的功率，所需蒸汽量为大，因而背压式汽轮机每单位功率所需的蒸汽量大于凝汽式汽轮机。但是，背压式汽轮机排汽所含的热量绝大部分被热用户所利用，不存在冷源损失，所以从燃料的热利用系数来看，背压式汽轮机装置的热效率较凝汽式汽轮机为高。由于背压式汽轮机可通过较大的蒸汽流量，前几级可采用尺寸较大的叶片，所以内效率较凝汽式汽轮机的高压部分为高。在结构上，背压式汽轮机与凝汽式汽轮机的高压部分相似。背压式汽轮机多采用喷嘴调节配汽方式，以保证在工
15、况变动时效率改变不大。因背压机常用于热负荷较稳定的场合，一般采用单列冲动级作为调节级。v调节抽汽式汽轮机特点：从汽轮机某级后抽出具有一定压力的蒸汽对外供热，其余排汽仍进入凝汽器。v中间再热式汽轮机特点：进入汽轮机的蒸汽膨胀到某一压力后，被全部抽出送往锅炉的再热器进行再热，再返回汽轮机继续膨胀作功。中间再热式汽轮机就是蒸汽在汽轮机内做了一部分功后，从中间引出，通过锅炉的再热器提高温度（一般升高到机组额定温度），然后再回到汽轮机继续做功，最后排入凝汽器的汽轮机。由汽轮机汽轮机中间级抽出一部分蒸汽供给用户，即在发电的同时还供热的汽轮机。根据用户需要可以设计成一次调节抽汽式或二次调节抽汽式。一次调节抽
16、汽式汽轮机 又称单抽汽式汽轮机。由高压部分和低压部分组成，相当于一台背压式汽轮机背压式汽轮机与一台凝汽式汽轮机凝汽式汽轮机的组合。新汽进入高压部分作功，膨胀至一定压力后分为二股，一股抽出供给热用户，一股进入低压部分继续膨胀作功，最后排入凝汽器。抽汽压力设计值根据热用户需要确定，并由调压器控制，以维持抽汽压力稳定。单抽汽式汽轮机的功率为高、低压部分所生产功率之和，由进汽量和流经低压部分蒸汽量所决定。调节进汽量可以得到不同的功率。因此，在一定范围内，可同时满足热、电负荷需要。单抽汽式汽轮机在供热抽汽量为零时，相当于一台凝汽式汽轮机；若将进入高压缸的蒸汽全部抽出供给热用户，则相当于一台背压式汽轮机。
17、但实际运行中，为了冷却低压缸，带走由于鼓风摩擦损失所产生的热量，必须有一定量的蒸汽流过低压部分进入凝汽器，所需最小流量约为低压缸设计流量的10。二次调节抽汽式汽轮机 又称双抽汽式汽轮机。可以同时满足不同参数的热负荷。整个汽轮机分为高、中、低压 3部分。新汽进入高压部分作功，膨胀到一定压力，抽出一部分蒸汽供给热用户；另一部分进入中压部分继续膨胀作功后，再抽出一部分供暖，其余蒸汽经过低压部分排入凝汽器。双抽汽式汽轮机的工况图是按照一定的典型系统和额定参数绘制的。若汽轮机运行条件不同于绘制工况时，应进行适当修正。调节抽汽式汽轮机各缸均单独设置配汽机构，分别控制各缸进汽量。中、低压缸配汽机构有调节阀和
18、旋转隔板两种形式。功率较小的抽汽机组采用旋转隔板形式有利于设计成单缸结构；高压缸则普遍采用喷嘴调节方式，调节级多数为双列级，以保证有足够大的通流能力。双抽汽式汽轮机在高、低压缸流量均接近设计值时具有较高的发电经济性。由于热负荷的变化，有时流经各缸的流量差别很大，在某些工况下发电经济性较低。因此，调节抽汽式汽轮机应根据主要热负荷情况进行设计，合理分配各缸流量，以保证长期运行中有较高经济性。合理选定抽汽压力对机组经济性有明显影响，在满足热用户前提下，应尽量降低抽汽压力。早期生产的供暖抽汽机组，抽汽压力为0.120.25兆帕，近年已将下限降为0.07兆帕。按主蒸汽压力分汽轮机类别主蒸汽压力（MPa)
19、低压汽轮机0.121.5中压汽轮机24高压汽轮机610超高压汽轮机1214亚临界压力汽轮机1618超临界压力汽轮机22.1超超临界压力汽轮机32 XX-XX-XX变型设计次序变型设计次序蒸汽参数蒸汽参数额定功率额定功率型型 式式例例：N300-16.7/537/537-2N300-16.7/537/537-2型汽轮机型汽轮机 300MW300MW凝汽式汽轮机凝汽式汽轮机,主蒸汽压力为主蒸汽压力为16.7MPa16.7MPa，温度为，温度为537537C,C,再热蒸汽温度再热蒸汽温度537537C,C,中间再热凝汽式汽轮机，属第二中间再热凝汽式汽轮机，属第二次变型设计次变型设计汽轮机的型号汽轮机
20、型式代号见下表汽轮机型式代号见下表代号型式代号型式N凝汽式CB抽汽背压式B背压式CY船用C一次调整抽汽式 Y移动式CC两次调整抽汽式 HN核电汽轮机汽轮机型号中蒸汽参数表示法 型 式参数表示方法示例凝汽式主蒸汽压力/主蒸汽温度N100-8.83/535中间再热式主蒸汽压力/主蒸汽温度/中间再热温度 N300-16.7/538/538抽汽式主蒸汽压力/高压抽汽压力/低压抽汽压力C50-8.83/0.98/0.118背压式主蒸汽压力/背压B50-8.83/0.98抽汽背压式主蒸汽压力/抽汽压力/背压CB25-8.83/0.98/0.118第二节 汽轮机的工作过程v 对蒸汽在汽轮机中的流动作以下假设
21、：略去蒸汽的粘性，并假定蒸汽在叶栅通道内的流动是一元、稳定的绝热流动。v 一、可压缩流体一元流动的基本方程：v 连续性方程：微分形式：AcG0dcdcAdAv运动方程：cdcRdxdp 能量方程：wchqch22211200 状态方程：RTpv 常数kpvv二、蒸汽在喷嘴中的膨胀过程 蒸汽在喷嘴中的膨胀过程 （一）喷嘴中的汽流速度 1.喷嘴出口汽流的理想速度：可由能量方程求得 20t10t1chh2c20nch2 *nh2 v2.临界速度和临界压力比v 临界状态：汽流速度等于当地音速的状态v 临界压力比：临界压力与滞止初压之比v即*0ppcrcr3.喷嘴出口汽流实际速度：c1=c1t -喷嘴速
22、度系数 喷嘴的动能损失:喷嘴的能量损失系数:*21nnhh2*1nnnhhv 影响速度系数的因素有：喷嘴高度、叶型、汽道形状、表面粗糙度、前后压力等。v 速度系数与叶高的关系曲线如下图：v（二）喷嘴截面积的变化规律v 当喷嘴内流动为亚音速流动时，M1，汽道的截面积随着汽流加速而逐渐增大，称为渐扩喷嘴v 当喷嘴内汽流速度等于当地音速时，M=1，喷嘴截面积达最小值，称为临界截面积或候部cdcMAdA12（三）喷嘴流量计算1.喷嘴的理想流量:ttntcAG11*0*0*0*0pARTpAGnncrt 喷嘴的临界流量喷嘴所能通过的最大流量。上式中：仅与蒸汽性质有关的系数，对过热蒸汽=0.667，对饱和
23、蒸汽=0.635。kknknntpkkAG12*0*012式中：*01ppntn11tnGG n 为喷嘴的流量系数，其大小与喷嘴的几何参数、汽体参数及汽体物理性质等因素有关，另外还与喷嘴出口的实际密度与等熵密度之比有关。下图为实验得到的流量系数曲线。由图可知：过热蒸汽区：97.0n02.1n令，则有湿蒸汽区：2.通过喷嘴的实际流量tttnnGcAcAG111111考虑了流量系数后，实际临界流量公式为：*0*0648.0RTpAGncr3.彭台门系数 表达式：crttcrGGGG11121212kkkknknkk 与绝热指数及喷嘴压力比有关，其关系式如右。在亚临界条件下：1，在临界和超临界条件下
24、：1v与n的关系绘成如图 所示的曲线。计算时，先在图上查 取 值，然后利用下式计算：*0*0648.0RTpAGGncr（四）蒸汽在喷嘴斜切部分中的流动（四）蒸汽在喷嘴斜切部分中的流动1.蒸汽在斜切部分中的膨胀 在汽轮机级中，为了保证喷嘴出口对汽流的良好导向作用，必须在出口截面之外有一段斜切部分，这种喷嘴称为斜切喷嘴，如图所示。v斜切部分对汽流的影响如下：v当ncr 时，AB截面上的流速小于或等于音速，压力与喷嘴背压相等，斜切部分不膨胀。此时n111tABsinACABsin b 当n cr 时，喉部截面上的流速等于临界速度，压力为临界压力，蒸汽在斜切部分继续膨胀，从而获得超音速汽流。且汽流方
25、向发生偏转。c 缩放喷嘴：A.喷嘴斜切部分膨胀的极限工况：最后一条特性线与AC重合时的工况。B.汽流在斜切部分偏转的原因：由图1-17（b）解释。2.斜切部分汽流偏转角的近似计算斜切部分汽流偏转角的近似计算可利用连续性方程求解，即通过最小截面的流量应与出口截面的流量相等。最小截面：1111sinsinttcrcrcc出口截面:crcrnncrcrnctlcAG1sinttnnttnctlcAG11111sin在实际结构中，lnln，所以：kknknkkkk11111111112sinsin对等熵流动，有以下等式成立：k1n1k1k1ncrk1t1crt1cr1k2pp k1knt1cr11k1
26、kcc所以：3.极限压力计算crcrd1d11casin d1d111t1t1crcr1caM1sinccsin 或斜切部分的膨胀达极限时，马赫角与汽流角和偏转角之和相等，于是有：k1crk1d1crd1 而k1kd1*0*0d1d1crd121kp1kk2pkca 所以：1kk211kk*0d1d1sin1k2pp 121sinkkcrk1kd1*0*0d1d1crd121kp1kk2pkca 所以：1kk211kk*0d1d1sin1k2pp 121sinkkcr3.斜切部分的膨胀极限与极限压力喷管斜切部分能够膨胀到的最低压力称为喷管的极限压力三、蒸汽在动叶栅中的流动v重点：蒸汽动能到叶轮
27、机械能的转换。v目标：确定蒸汽在动叶通道进口和出口的速度变化与所做功的定量关系。v一、动叶栅的进出口速度三角形v绝对速度c：蒸汽相对于喷嘴的速度；v相对速度w：蒸汽相对于动叶的速度；v圆周速度u：叶轮旋转的圆周速度。60ndumuwcv1.动叶进口速度三角形v2.动叶栅出口的汽流相对速度v3.动叶出口速度三角形一、蒸汽作用在动叶片上的力和轮周功率第三节 级的轮周效率与轮周效率1.蒸汽作用在动叶片上的力：可由牛顿第三定律和动量方程求得。如图所示。将汽流力分解为周向分力Fu 和轴向分力Fz。则，2211coscosccGFu2211coscoswwGFu212211sinsinppAwwGFzz2
28、12211sinsinppAccGFzz或或 蒸汽对动叶片的总作用力Fb为：22zubFFF2.轮周功率 单位时间内圆周力Fu在动叶片上所做的功，它等于圆周力Fu于动叶圆周速度u的乘积，称为轮周功率，其表达式为：2211coscosccGuuFPuu或2211coscoswwGuuFPuu1Kg蒸汽所作的轮周功，称为级的作功能力，其大小为：22111coscosccuPu或22111coscoswwuPu 在叶片的进出口速度三角形中应用余弦定理，即可得到轮周功率的另一种表达形式：212222212wwccGPu 21222221121wwccPuv二、级的轮周效率v定义：蒸汽在轮周上所做之功与
29、整个级所消耗的蒸汽理想能量（级的理想能量）之比，即01EPuu222221*2212000chchcEttE0-级的理想能量，它包括热能和动能两部分，其表达式为三、速度比及其与轮周效率的关系v速度比：轮周速度u与喷嘴出口汽流速度c1之比。用x1表示，即x1=u/c1 。v研究速度比与轮周效率关系的目的在于根据不同级的特点，分析速度比对轮周效率的影响，并确定最佳速度比。v（一）纯冲动级的速度比与轮周效率v1.余速不利用：对纯冲动级，。，1200wwhtbm余速不利用，则010，则有。，tatncchh1轮周效率的表达式为：212211coscos2tucccu应用速度三角形，上式变为：12111
30、2coscos1cos2xxu 由上式可见：对 u 的影响最大。提高 和 及降低1 和 2 均可提高 u。一旦喷嘴及动叶型线确定后，这些参数也就随之而定，唯有x1可以选择：（1）当x1=0时，u 0。（2）当 x1=cos 1 时，u 0。（3）所以，当x1从零变化到 cos 1 的过程中，必存在一个使 u 达最大值的速度比。即最佳速度比。v最佳速度比：轮周效率最高时的速度比。用(x1)op 表示。v求解方法：函数求极值法和速度三角形法。v函数求极值法：将u 的表达式对x1求导，并令其为零即可得最佳速度比的值。即0coscos1cos212111211xxdxddxdu 2cos1imop1x
31、可求得最佳速度比：b 速度三角形法：对纯冲动级，2 1，w2w1，则在相同的1 和c1下，改变x1，就可作出如图1-25所示的速度三角形。由图可知：当290 时，c2最小，轮周效率最高，此时的速度比即为最佳速度比。由（b）图可知：2cos111cuximop最佳速度比的物理意义为：使动叶出口的绝对速度c2的方向角 290，即轴向排汽，从而使c2值最小，轮周效率最高时的速度比。速度比x1与轮周效率 的关系可绘制成如下图所示的曲线。它是一条抛物线。其中：21n不随速度比的变化而变化。210221wEb随速度比的增大而减小。02222Ecc随速度比的增大先逐渐减小，达到最小值后又逐渐增大。v2.余速
32、利用：v最佳速度比：v余速利用对轮周效率的影响：如图126所示。v提高了级的轮周效率。v中间级效率曲线在最大值附近变化平稳。v使最佳速度比增大。理想速度比xa：aacux Xa与x1的关系为：maxx11最佳理想速度比：2cos11opopaxx（二）反动级的速度比与轮周效率的关系v由于反动级的喷嘴叶型和动叶叶型相同，反动级的余速基本上都能得到利用，即 0 11v根据最佳速度比的物理意义可得反动级在最佳速度比下的速度三角形如图127所示。由图可得最佳速度比为 111coscuxopuc1uuc1w2=c1w1=c2用解析法求反动级的最佳速度比：222122122122222101ccwwccE
33、Pauu 利用速度三角形简化为：21212121wcwctu 利用余弦定理代换得：1112cos21111xxu为得到u 的最大值，须使11cos2xx0cos21111dxxdx得：11cosreopx将 u 与x1、xa的关系绘成如图1-28所示的曲线。对于不同反动度的级，其最佳速度比在不同的余速利用系数下随反动度的变化规律如图1-29所示。最大。令：图128图129一、级内损失一、级内损失v 级内损失主要有叶栅损失、余速损失、扇形损失、叶轮摩擦损失、部分进汽损失、漏汽损失、湿汽损失等 v （一）叶栅的几何参数及叶栅损失v 反映叶栅几何特性的主要参数有叶栅的平均直径、叶片高度、叶栅节距、叶
34、栅宽度B、叶型弦长、出口边厚度、进口边宽度、出口边宽度等。第四节 汽轮机的级内损失和级效率v平面叶栅的汽流流动损失包括：平面叶栅的汽流流动损失包括：v1.叶型损失叶型损失v（1）附面层中的摩擦损失）附面层中的摩擦损失v（2）附面层分离时的涡流损失）附面层分离时的涡流损失v（3）尾迹损失）尾迹损失v2.冲波损失冲波损失v3.叶端损失叶端损失v （1）端部附面层中的摩擦损失）端部附面层中的摩擦损失v （2）二次流损失）二次流损失v（二）余速损失v（三）扇形损失2chh2)(7.0bbdl0Ehv（四）叶轮摩擦损失 fh vdukpf1)100(231Gphff0Ehffmnnatfeldxkpp1
35、sin13 v(五五)部分进汽损失部分进汽损失v 如果将喷嘴布置在隔板（或如果将喷嘴布置在隔板（或蒸汽室）的整个圆周上，使蒸汽室）的整个圆周上，使蒸汽沿整个圆周进汽，这种蒸汽沿整个圆周进汽，这种进汽方式称为全周进汽。进汽方式称为全周进汽。v为了增高喷嘴的高度，则将为了增高喷嘴的高度，则将喷嘴布置在部分圆周上，使喷嘴布置在部分圆周上，使蒸汽沿部分圆弧进汽，这种蒸汽沿部分圆弧进汽，这种进汽方式称为部分进汽。进汽方式称为部分进汽。ehmnndtZe30)5.01(1acewxEeeeBhannssxEdSech01swehhhv(六)漏汽损失 hptnpptppppZvhAvcAG1*112upph
36、GGhttttbbttttttvhldevcAG2*22)(utthGGh04.172.1Elhbrtv(七七)湿汽损失湿汽损失 v(1)湿蒸汽在喷嘴中膨湿蒸汽在喷嘴中膨胀加速时，一部分蒸汽胀加速时，一部分蒸汽凝结成水滴，使作功的凝结成水滴，使作功的蒸汽量减少。蒸汽量减少。v (2)由于水滴本身不由于水滴本身不膨胀加速，所以悬浮在膨胀加速，所以悬浮在蒸汽中的水滴是依靠蒸蒸汽中的水滴是依靠蒸汽带动的，因此主汽流汽带动的，因此主汽流要消耗一部分动能。要消耗一部分动能。xhv（3）水滴进入动叶时正好冲击在动叶进口边）水滴进入动叶时正好冲击在动叶进口边背弧上，阻止了叶轮的旋转，从而消耗了一背弧上，阻止
37、了叶轮的旋转，从而消耗了一部分轮周功去克服这个阻力，造成损失部分轮周功去克服这个阻力，造成损失 v(4)湿蒸汽在喷嘴中膨胀时，由于汽态变化非湿蒸汽在喷嘴中膨胀时，由于汽态变化非常快，蒸汽的一部分还来不及凝结成水，汽常快，蒸汽的一部分还来不及凝结成水，汽化潜热没有释放出来，形成了过饱和蒸汽或化潜热没有释放出来，形成了过饱和蒸汽或称过冷蒸汽，致使蒸汽的理想焓降减小，形称过冷蒸汽，致使蒸汽的理想焓降减小，形成过冷损失。成过冷损失。imxhxh)1(v为了提高湿蒸汽级的效为了提高湿蒸汽级的效率和防止动叶被水滴侵率和防止动叶被水滴侵蚀损坏，常采用下列两蚀损坏，常采用下列两种方法：一是采用去湿种方法：一是
38、采用去湿装置，减少湿蒸汽中的装置，减少湿蒸汽中的水分；二是提高动叶的水分；二是提高动叶的抗侵蚀能力。抗侵蚀能力。二、汽轮机级的相对内效率和内功率v 三、级内损失对最佳速比的影响三、级内损失对最佳速比的影响v 级内损失使级的相对内效率的最大值低于轮周级内损失使级的相对内效率的最大值低于轮周效率的最大值，而且还会使最佳速比值减小，即相效率的最大值，而且还会使最佳速比值减小，即相对内效率最高时的最佳速比小于轮周效率最高时的对内效率最高时的最佳速比小于轮周效率最高时的最佳速比。最佳速比。221*0ctxeflcbntirihhhhhhhhhhhhEhxeflcbnri)1(1123600iihDp第五
39、节 级的热力设计原理v一、叶型的选择叶型的选择 v二、级的特性参数的确定三、级的某些结构因素对效率的影响三、级的某些结构因素对效率的影响v 1.盖度v 盖度的采用一方面能适应汽流径向扩散的要求，使汽流较好地进入动叶通道，减少叶顶漏汽损失；另一方面防止由于制造和装配上的误差，使动静叶错位而造成喷嘴出口汽流撞击在围带和叶根上，产生额外的损失。但是如果盖度太大，将使汽流突然膨胀，以致在动叶顶部和根部产生很大的径向分速度，形成旋涡，降低级的效率，因此应有一个最佳盖度。v2动静叶之间的轴向间隙v 从安全、经济两方面考虑确定开式轴向间隙的取值 v 闭式轴向间隙的增大对级效率的影响有两方面，一方面使喷嘴出汽
40、边到动叶进汽边之间的轴向距离增大，可减小喷嘴出口尾迹的影响，从而使动叶进口的汽流趋于均匀，这有利于级效率的改善；另一方面使汽流运动的距离增长，因而增加了汽流与汽道上下端面之间的摩擦，这不利于级效率的提高。因此，闭式间隙存在一个较佳的范围 v3径向间隙v4叶片宽度v5平衡孔v6拉筋四、喷嘴和动叶主要尺寸的确定四、喷嘴和动叶主要尺寸的确定v 当叶型确定后，便可根据连续方程来确定动静叶的出口截面和叶片高度。v （一）喷嘴叶栅尺寸的确定v 1渐缩斜切喷嘴 v（1）当 时 crntntncGvA111sinnnnnltZA 1111sinsintnntnnncdeGvdeAlv(2)当0.3 时，汽流在
41、斜切部分发生膨胀偏转，此时要计算出喷嘴喉部面积之外，还需计算出汽流偏转角 ncr*0*0min648.0)(vpGAn1minsin)(nnndeAl tcrcrtcvcv11111sin)sin(v2缩放斜切喷嘴v（二）动叶栅尺寸的确定nnnnlZAa min*0*0min)(648.0)(alZvpGAcrnnn22mintgaaLntbtbwGvA222sinbbbdeAl v 热力计算的步骤如下：v 第一步，计算静动叶栅出口汽流速度，画出动叶进出口速度三角形和热力过程线，算出级的轮周功率和轮周效率；v 第二步，计算静动叶的出口面积和叶高；v 第三步，除轮周损失外，分析级内存在的其它各项
42、损失，并计算出各项损失的大小；v 第四步，算出该级的相对内效率和内功率。五、级通流部分热力计算第七节第七节 扭叶片级扭叶片级v一、概述一、概述v1.沿叶高圆周速度不同引起的损失沿叶高圆周速度不同引起的损失v2沿叶高节距不同引起的损失沿叶高节距不同引起的损失v3轴向间隙中汽流径向流动所引起的损轴向间隙中汽流径向流动所引起的损失失二、扭叶片级的设计方法二、扭叶片级的设计方法v 目前在扭叶片级的设计中普遍采用径向平衡方法，即在级的轴向间隙中确定汽流的平衡条件，使之不产生径向流动，由此建立汽流流动的模型，从而得出不同轴向间隙中汽流参数沿叶高的变化规律。v 径向平衡方法又分简单径向平衡方法和完全径向平衡
43、方法。简单径向平衡法是假定汽流在级的轴向间隙中作与轴对称的圆柱面运动，这是按二元流建立的汽流流动模型。完全径向平衡法是假定汽流在级的轴向间隙中作任意回转面流动，这是理想的三元流动模型。v 根据简单径向平衡理论，列出平衡方程，在某些特定条件（即平衡条件）下，可求得参数沿叶高变化的具体规律，即扭曲规律，称之为流型。显然，给出不同的平衡条件，径向平衡方程就会有不同的解，而不同的解也就确定了不同的流型。常用的流型有：等环流流型，等 流型，等密流流型等。这些流型有一个共同缺点，就是反动度或动静叶片轴向间隙内的汽流压力沿叶高增大，而且变化剧烈。1v 在汽轮机设计中，常把等环流流型称为自由涡流型，把由简单径向平衡方程推导出的反动度沿叶高变化难以控制的其它流型称之为受迫涡流型，而把由完全径向平衡方程导出的反动度沿叶高的变化加以控制的流型称为可控涡流型或控制涡流型。所谓“可控”就是指反动度沿叶高的变化可被控制。v 流型是随着汽轮机设计水平的发展而发展的以日本三菱重工生产的700MW蒸汽轮机高、中压缸的反动式叶片为例说明其发展经历的几个阶段，即从基于自由涡流型的二维设计，到基于可控涡流型的准三维设计，最后是考虑了体积力的用全三维设计方法设计的三维叶片，即弯曲叶片。
