汽轮机原理培训课程(ppt 77页).ppt

汽轮机原理SteamTurbineTheory 机械学院热能与环境工程研究所 绪论 汽轮机是以蒸汽为工质的旋转式机械 主要用作发电原动机 也用来直接驱动各种泵 风机 压缩机和船舶螺旋桨等 一 汽轮机的分类 1 按工作原理分 冲动式汽轮机反动式汽轮机 2 按热力特性分 凝汽式汽轮机背压式汽轮机抽汽式汽轮机抽汽背压式汽轮机多压式汽轮机 3 按主蒸汽压力分 二 汽轮机型号的表示方法 汽轮机型号的组成为 XX XX XX 变型设计次序 蒸汽参数 额定功率 型式 例 N300 16 7 538 538300MW凝汽式汽轮机 主蒸汽压力为16 7MPa 温度为538 C 再热蒸汽温度538 C 汽轮机型式代号见下表 第一章汽轮机级的工作原理 级是汽轮机中最基本的工作单位级由静叶栅 喷嘴栅 和动叶栅组成本章着重阐述单级汽轮机的工作原理 第一节蒸汽在级内的流动 基本假设 1 蒸汽在级内的流动是稳定流动 2 蒸汽在级内的流动是一元流动 3 蒸汽在级内的流动是绝热流动 基本方程式 1 状态方程 pv RT 2 等熵过程方程 pvk 常数 3 连续性方程 Gv Ac 4 能量守恒方程 喷嘴中的热力过程 P0 P1分别是喷嘴进出口压力 理想热力过程从0 1 实际热力过程是0 2 0 点是0的滞止参数点 h s h1 p1 1 2 h1t hn hc0 0 p0 P0 0 h0 h0 蒸汽滞止和喷嘴出口参数计算 喷嘴出口汽流速度的计算喷嘴出口的理想速度c1t为 喷嘴实际出口速度为 喷嘴速度系数 动能损失为 喷嘴动能损失 滞止理想比焓降 喷嘴的能量损失系数 与蒸汽 之比 喷嘴截面积的变化规律 喷嘴中的临界状态 临界压力比只取决于蒸汽本身的性质 与喷嘴的结构无关 对于过热蒸汽 对于干饱和蒸汽 喷嘴中的蒸汽流量 1 理想情况下 当喷嘴前后的压力比大于临界压力比时 由连续性方程有 实际流量 称为喷嘴流量系数 它主要与蒸汽状态及蒸汽在喷嘴中的膨胀程度有关 2 当喷嘴前后的压力比小于或等于临界压力比时 通过喷嘴的流量将保持不变 即为临界流量 实际临界流量 对于过热蒸汽 对于饱和蒸汽 由以上分析可知 通过喷嘴的最大蒸汽流量 即临界流量 在喷嘴出口面积和蒸汽性质确定后 只与蒸汽的初参数有关 只要初参数已知 则通过喷嘴的临界流量即为定值 5 彭台门系数 当喷嘴进出口压力比处于某个数值时 其相应的流量Gn与同一初状态下的临界流量Gnc之比值称为流量比 也称为彭台门系数 记为 6 蒸汽在斜切部分的膨胀 p0 pt t ct 如图所示 AB为渐缩喷嘴的出口截面 即吼口截面 ABC即为斜切部分 当喷嘴出口压力p1大于临界压力p1c时 蒸汽在斜切部分不发生膨胀 但当p1d p1 p1c时汽流将在斜切部分发生膨胀 汽流在斜切部分膨胀时将使汽流出口速度大于音速 同时汽流的方向也将发生偏转 p1d为极限压力 特征线与AC重合时的出口压力 扰动的等压线 即汽流膨胀的特征线 也称马赫锥母线 为马赫角 特征线与汽流流动方向的夹角 蒸汽在动叶中的流动 蒸汽在喷嘴中从压力p0膨胀到出口压力p1 以速度c1流向动叶栅 当蒸汽通过动叶时 一般还要继续膨胀 压力由p1降到p2 如图所示级的热力过程 则此时级的滞止理想比焓降 ht 为 s h 0 0 2 1 P0 P0 P1 P2 hn ht hb hb 近似认为与 h b相等 动叶内理想比焓降 hb与级滞止理想比焓降 ht 之比 表示蒸汽在动叶内的膨胀程度 1 反动度 m m 0时称为纯冲动级 m 0 5时称为典型反动级 2 动叶出口的速度计算 由能量平衡方程可知 由于存在不可逆损失 则动叶出口实际相对速度为 动叶速度系数 这样蒸汽流经动叶时的能量损失 其能量损失系数是 小结 对蒸汽在喷嘴和动叶中流动的分析对整个汽轮机原理的学习来说 是最基本同时又是最重要的 必须深刻理解其热力过程 牢固掌握各个计算关系式及其物理意义 第二节级的轮周效率和最佳速度比 一 速度三角形 u 动叶的圆周速度 c1 w1 u构成动叶栅的进口速度三角形 c2 w2 u构成动叶栅的出口速度三角形 则各个速度矢量之间的关系式为 当蒸汽以速度c2离开本级时 蒸汽所带走的动能不能本级利用 称为该级余速损失 在多级汽轮机中 前一级的余速损失常可以部分或全部被下一级所利用 用余速利用系数 1表示被利用的部分 则为 二 轮周功率和轮周功 单位时间内蒸汽推动叶轮旋转所做的机械功 称为轮周功率 根据动量守恒 叶片对蒸汽周向力为 则轮周功率为 1kg蒸汽产生的有效功 称为级的做功能力 为 由上式可以看出 单位蒸汽流量在一级内所做轮周功等于冲动力作功和反动力作功之和 冲动力作功 反动力作功 级的轮周效率和最佳速度比 蒸汽在级内的焓降计算公式 级的有效焓降等于级的做功能力 轮周效率和速度比的定义 根据能量平衡 级的有效焓降为 单位蒸汽量流过某级所产生的轮周功与蒸汽在该级中理想可用能之比 称为该级的轮周效率 速度比x1 u c1 反映了余速损失的大小 假想速度比xa u ca 其中假想速度 轮周效率与喷嘴能量损失 动叶能量损失和余速损失有关 能量损失与速度系数有关 叶栅确定以后 速度系数也就确定 余速损失最小 轮周效率最大 如下图 轮周效率与速度比之间的关系 纯冲动级的最佳速度比 反动级的最佳速度比 所以 则由可得 速度级 复速级 的最佳速度比 为便于分析 对速度级做如下假设 1 蒸汽只在喷嘴中膨胀 2 在级中没有能量损失 3 各个进出口角度相等 经过同样的分析可以得到 最佳假想速度比为 叶栅几何特性 p49 50 一 部分进汽度的定义 在确定喷嘴的尺寸之前 首先应根据喷嘴前后压力比的大小确定喷嘴的型式 二 流管的计算截面 叶高或宽度1 n cr 2 cr n 1d 3 n 1d 三 长叶片级的设计 1 叶片径高比和相对节距的定义 8 10的叶片就成为长叶片 其特点为 1 圆周速度沿叶高不同 气流冲击背弧或凹弧 2 叶栅存在最佳相对节距 大于或小于 x1 op造成损失 3 c1较c0 c2要大得多 受c1u离心力产生径向压力梯度的影响 p1沿叶高是增加的 径向流动产生损失 综合以上特点 可知长叶片要按二元或三元流进行设计 2 二元流设计 简单径向平衡法cr 0 1 理想等环量流型 cz const c1ur const 2 等 1角流型 cos 1 c1u c1 const c1urcos 1 const 3 完全径向平衡法 1 三元流流型 2 可控涡流型 反动度沿叶高可按需要进行控制 第四节级内各项损失和级效率 一 级内损失1 喷嘴能量损失 动叶能量损失和余速损失喷嘴能量损失和动叶能量损失又称为叶栅损失 叶栅损失又可分 1 叶型边界层的磨擦损失 2 边界层脱离引起的涡流损失 3 尾迹损失 4 流道中有超音速时可能存在激波损失2 叶高损失 3 撞击损失 4 扇形损失 5 叶轮摩擦损失 6 部分进汽损失 1 鼓风损失 2 斥汽损失 7 湿汽损失 hx8 漏汽损失 h 二 级效率级的有效焓降 第二章多级汽轮机 本章主要讨论多级汽轮机中蒸汽的进 排汽损失 轴向推力以及轴封系统等问题 第一节多级汽轮机的优越性及其特点 一 多级汽轮机的优缺点1 多级汽轮机每级的焓降较小 有可能使速度比设计在最佳速度比附近 同时c1小 u也小 即直径小 叶高或部分进汽度相应大 这些都是效率增大 2 各级余速动能可以部分的被利用 3 多级汽轮机可以实现回热循环和中间再热循环 4 由于重热现象 多级汽轮机前面级的损失部分的被后面各级所利用 二 重热现象和重热系数 hmact ht 1 ht 2 ht 3 ht 4 ht 2 ht 3 ht 4 hi 1 hi 2 hi 3 hi 4 hmaci 在h s图上 等压线沿着比熵增大的方向是逐渐扩张的 所以 多级汽轮机中上一级损失的一部分可以在以后各级中得到利用的现象 无损失和有损失时的理想焓降分别为 重热系数为 全机有效比焓降 则全机的相对内效率为 各级平均的相对内效率 从以上分析可知 重热现象使全机的相对内效率高于各级平均的相对内效率 但并不是说 越大 全机的效率就越高 因为重热现象的存在只不过是使多级汽轮机能回收其损失的一部分而已 三 汽轮机装置的评价指标 蒸汽的热能 内功率Pi 电功率Pel 轴功率Pax 1 汽轮机的相对内效率 2 机械效率 3 发电机效率 则汽轮发电机组的相对和绝对电效率为 4 汽耗率 机组每生产1KWh电能所消耗的蒸汽量 5 热耗率 机组每生产1KWh电能所需的热量 第二节汽轮机进汽 排汽损失和热力过程线 一 进汽损失进汽速度40 60m s 进汽压力损失 p0 0 03 0 05p0 优化阀的型线 使其带扩压管 把部分蒸汽的动能转化为压力能 二 排气损失凝汽机组的cex 100 120m s 背压机组cex 40 60m s 当进入排汽管的汽流速度较低 即M 0 3时 可以将蒸汽视为不可压缩流体 对其进出口建立能量平衡方程 两边同除以 则有 静压恢复系数 能量损失系数 当排汽管进口汽流M 0 3时 就必须考虑其压缩性 但仍然有 三 多级汽轮机的热力过程线 p112 116 第三节多级汽轮机的轴向推力及其平衡 反动式汽轮机的轴向力有100 200T 冲动式汽轮机的轴向力有40 80T 一 冲动式汽轮机的轴向推力1 作用在动叶上的轴向推力 2 作用在叶轮轮面上的轴向推力 隔板轴封漏汽量为 通过平衡孔的漏汽量为 动叶根部轴向间隙处的漏汽量为 如动叶稍有漏气 其流量平衡为 d pd Fz 2 3 作用在轴封凸肩上的轴向推力 4 转子凸肩上的轴向力 二 轴向推力的平衡1 设置平衡活塞p1212 采用具有平衡孔的叶轮p1173 利用汽轮机分缸的反向平衡p1214 采用推力轴承 第四节轴封及其系统 一 轴封类型1 高低齿曲径轴封 2 平齿光轴轴封 二 芬诺曲线等流量曲线 芬诺曲线 三 轴封漏汽量的计算1 最后一个齿隙的汽流速度低于临界速度 2 最后一个齿隙的汽流速度等于临界速度 第三章汽轮机在变工况下的工作 汽轮机喷嘴变工况级变工况机组变工况调节级变工况 一 渐缩喷嘴的变工况 对于渐缩喷嘴 当其初参数及出口面积不变时 通过喷嘴的流量为 A C B G Gcr G1 Pcr P1 P1 Pc P 在流量与出口压力的关系曲线图中 BC段近似于椭圆曲线 则 即为彭台门系数 此时通过喷嘴的任意流量G可表示为 当蒸汽的参数发生改变时 喷嘴流量为 1 当初压不变时 2 喷嘴前后压力同时变化时 流量锥的概念 在实际计算中 大都采用图解法计算流量 即使用流量锥或是流量网图 假设最大初压为p0m 相应的最大临界流量为G0m m 1 0之间关系的三维显示为流量锥 二维表示为流量网图 oad为等腰直角三角形 渐缩喷嘴流量锥如右图所示 a b d c 相对初压相对背压 二 缩放喷嘴的变工况 极限压力p132 1 当初压不变时 2 初终参数同时改变时 三 汽轮机级的变工况 喷嘴前 后压力发生变化引起流量的变化 反之 当流经喷嘴的流量变化时 喷嘴和动叶前后的压力也要随之变化 从而引起级内各个参数发生变化 本节主要研究级中诸参数随流量变化而变化的基本规律 一 设计工况和变动工况均为临界工况 1 喷嘴在临界状态 2 动叶在临界状态 若近似认为 则有 用喷嘴参数表示则同理有 小结 当级在临界状态下工作时 不论临界状态是发生在喷嘴中还是动叶中 其流量均与级前压力成正比 而与级后压力无关 当c0变化不大 二 设计工况及变工况均为亚临界状态 当级在亚临界状态下工作时 通过级的流量与级前 后的压力均有关 动叶进口的撞击损失 一 冲角 p50 正冲角时 气流冲击内弧面 负冲角时 气流冲击动叶的背弧面 级负荷变化 是由于流量变化 压力和焓降随之发生变化 于是发生冲击损失 二 撞击损失 p139 焓降增大 导致正冲角 焓降减小 导致负冲角 级内反动度的变化 设计工况下的连续性方程 焓降减小时的连续性方程 理论上有 从p139b图上可以看出 实际情况是 因此 级的反动度要增加 焓降减小 速度比增大 级内反动度增大 焓降增大 速度比减小 级内反动度减小 四 汽轮机级组的变工况 一 机组前 后压力与流量的关系机组可以看作一个当量喷嘴假设最大初压为p0m 相应的最大临界流量为G0m 级组前压力的相对值 级组后压力的相对值 相对流量 级组临界压力比 试验证明 工况变动时 机组前后的压力与流量的关系可用斯托多拉流量锥表示 即 0 2 m组成流量锥 级数越多 机组的临界压力比就越小 初参数不同的同一级组具有相同的临界压力比 无穷级数的级组中各级均处于亚临界时的流量比为佛留格尔公式 如下 亚临界变工况的流量与机组前后压力平方差的开方成正比 级组中的末级均到达临界状态 例如级组由三级组成 如图示 P0 P1 P2 P3 P4 P5 P6 G 对第二级有 同理有 二 机组压力与流量公式的应用条件1 通过同一级组中各级的流量相等 2 不同工况级组中各级的通流截面保持不变 3 通过各级的汽流是一股均质流 4 佛留格尔公式只适用于无穷级数的情况 有限级数时的精确计算要考虑级组的临界压力比 五 汽轮机的配汽方式和调节级的变工况 目前常用的配汽方式有