汽轮机课程设计说明书.doc

081515班 郭子萱 2008031124 船用汽轮机课程设计说明书 2011.12.29.船用汽轮机课程设计说明书目录摘要3前言3一、汽轮机定型41.初终参数的选择42.缸数的选择43.调节级型式的选择54.非调节级型式的选择55.低压缸流路的选择6二、机组近似膨胀过程71.机组近似膨胀线和各状态点参数72.详细计算7三、低压缸热计算101.主要尺寸计算102.通流部分绘制113.分级和焓降分配134.详细计算144.1第1级144.2第2级194.3第3级23四、高压缸热计算281.调节级热计算281.1预先估算281.2详细计算282.非调节级热计算312.1 预先计算312.2 详细计算33五、机组功率和效率37附录1 机组预先计算38附录2 高压缸热计算40附录3 低压缸热计算48附录4 机组功率与效率52另：附图1 机组近似膨胀线附图2 低压缸膨胀过程线摘要本次课程设计针对船用汽轮机，在给定蒸汽初温、初压和排汽压力的情况下，确定了蒸汽在整个机组内膨胀的近似热力过程，计算了高、低压缸内各级的主要尺寸、功率和效率。最后根据计算结果，画出了蒸汽在高压缸调节级、非调节级和低压缸的h-s图，以及汽轮机低压缸通流部分的剖视图。前言本组汽轮机功率是40000马力，入口蒸汽过热。根据老师建议，并经过简单估算，我们采用双缸汽轮机，并在低压缸入口分流，调节级采用双列速度级。在计算过程中，不考虑抽汽和漏汽，即整个机组内蒸汽流量恒定。设计过程大致如下：l 方案论证：对蒸汽初终参数、汽轮机缸数、调节级型式等进行选择。l 近似膨胀过程：根据蒸汽初终参数和自己选取的高、低压缸内焓降比例，画出机组的近似膨胀线，并算出线上各节点的热力参数，以此确定高压缸调节级、非调节级和低压缸的进出口参数。l 低压缸热计算：1) 主要尺寸计算：即确定最末级的尺寸。根据低压缸最末级出口处参数，画出出口速度三角形，计算出最末级平均直径和低压缸转速。2) 绘制通流部分：即第一级试算，选出符合级焓降和长度要求的喷嘴高度。3) 分级和焓降分配：画出通流部分图后，利用级平均直径求出级数。再根据汽轮机课程设计参考资料式（3-4），选定级特性速比和反动度，将理想焓降进行合理分配。4) 详细计算：根据汽轮机原理知识，逐级进行详细计算，确定各级尺寸、功率和效率等参数。l 高压缸热计算：包括调节级和非调节级。先进行预先计算，在确定了级特性速比、级数，分配了焓降后，再进行详细计算，求出各级尺寸、功率、效率。l 功率和效率评定：功率误差在3000hp之内，对于本组汽轮机来说，最后的设计功率要在27.19531.605MW范围内。由于我们组的成员水平有限，参与计算精力和精力都很有限，报告中错误和不妥之处在所难免。在汽轮机缸数的选择上，单缸机组的计算很仓促，而且选择级数时对标准不太理解。诸如此类问题，还恳请老师批评指正。一、 汽轮机定型1. 初终参数的选择采用高的蒸汽初参数，可以提高汽轮机的经济性，有些情况下还可以减少装置的重量和尺寸。因此近年来，无论军舰或商船的蒸汽动力装置都趋向于采用高的蒸汽初参数。单独提高初温有利于提高装置的循环热效率和主汽轮机内效率，从而提高装置经济性，但是受到金属材料性能的限制。汽轮机组的终压力决定于凝汽器背压。凝汽器真空度增加，循环效率提高，但是汽轮机末几级尺寸增大。因此，大功率汽轮机往往采用较低真空度，军舰汽轮机动力装置需要尽可能减少重量尺寸，一般不采用高真空度。我们组给定的汽轮机参数如下：名称符号单位数据汽轮机有效功率NeMW(hp)*29.4(40000)汽轮机初始蒸汽压力p0MPa3汽轮机初始蒸汽温度t0300凝汽器压力pconMPa0.017* 1hp=735 W。2. 缸数的选择现在使用的汽轮机按缸数可分为：单缸机组、双缸机组、三缸机组（高中低或一高双低）、四缸汽轮机组（高中双低）。我们组给定的汽轮机功率较小，选用的是双缸机组，即一高压缸和一低压缸，而放弃了单缸机组。原因如下：1) 双缸机组内效率高于单缸机组。汽轮机各级转速越高，级直径越小，叶栅越高，级效率越高。但单缸机组的转速受到末级强度、结构尺寸限制，难以提高转速。在情况需要时，最好把高、低压缸分开，做成不同转速。2) 双缸机组纵向尺寸缩短。汽轮机本身重量没有显著的变化，但是多缸机组上小齿轮传动的功率减小（全部功率分配到几个小齿轮上），齿轮传动机构的尺寸与重量均减小。3) 在单缸计算当中遇到的问题。在确定机组近似膨胀过程时，与双缸机组相比，调节级没有变化，高压缸非调节级和低压缸的626.36kJ/kg内焓降全由非调节级承担。我们按照附录1表3的步骤进行了试算，选取第一非调节级喷嘴高度ln113mm，级焓降在3555kJ/kg范围内的级数为非调节级级数，结果如表1。最后选取单缸机组13级，而双缸机组的高压缸6级（见附录1表3）、低压缸3级（见附录3表2）。第一非调节级喷嘴高度普遍不如双缸机组的喷嘴高度高，转速更低，按上文所述，能量损失相对多些。所以，放弃了单缸机组。表1. 单缸机组第一非调节级的试算结果（按附录1表3）序号名称符号单位数据1调节级出口蒸汽压力 pgov MW1.562转速nr/min3503.5309843非调节级理想焓降HahkJ/kg719.2644假设非调节级的级数Zh131415165第一非调节级理想焓降ha1kJ/kg56.238645451.37647.950933344.9546第一非调节级反动度10.057喷嘴出口蒸汽理论速度c1t m/s326.884424312.433033301.838986292.2543418喷嘴出口蒸汽实际速度c1m/s317.077891303.060042292.783816283.48671110喷嘴出口蒸汽比容v1m3/kg0.17135590.16839150.16634320.164577211第一非调节级特性速比x10.512第一非调节级圆周速度u1m/s158.538945151.530021146.391908141.74335613喷嘴减窄系数n0.914喷嘴流出角1。1515第一非调节级平均直径d1m0.864672420.82644570.79842240.7730691616第一非调节级喷嘴高度ln1mm36.821302639.609085541.922089944.242154317第一非调节级内焓降hilkJ/kg52.806963348.491494545.258728242.430057718高压缸非调节级级数zh133. 调节级型式的选择我们选择双列速度级作为调节级。原因如下：1) 对低负荷工况较为有利。此时单列冲动级特性速比下降快，效率下降较快。2) 双列冲动级可以承担较大的压降，减少汽轮机的级数。3) 双列冲动级进入非调节级的蒸汽压力低，比容大，能提高高压缸非调节级的内效率，漏汽量减少。在很多情况下，特别是高参数小功率的情况下，可以补偿调节级内效率不良的影响。4) 级后蒸汽压力低，高压缸机壳的重量、材料的要求和费用降低。但是因为调节级本身焓降很大，效率又低，双列冲动级的最大缺点是汽轮机在设计工况下的效率较低。4. 非调节级型式的选择我们的非调节级都采用简单压力级。高压缸非调节级选取相同的叶型，反动度取0.05。低压缸分为3级，反动度依次取0.1、0.2、0.2875。高压缸非调节级的反动度取值较小，原因如下：1) 反动级叶片间隙漏汽多，除了具有足够的叶栅高度，在高压缸中冲动级的效率往往高于反动级的。2) 反动级只有用增加级数和减少级内焓降的方法来提高叶栅的高度。过多级数必然使结构复杂，制造成本增加。冲动级可以用部分进汽将叶栅高度增加到恰当的程度。低压缸的反动度取值较大，原因如下：1) 低压缸内反动级效率高于冲动级。反动级的速度系数较高，而且焓降较小。2) 为保证喷嘴中不发生超临界膨胀，末几级都会采用较大反动度。随着低压缸各级焓降逐渐增加，反动度也会随之增加。5. 低压缸流路的选择使汽轮机级具有较大流通面积的方法：1) 采用小的径高比，增大叶栅高度。我们在附录1表2中已经取定径高比 =4。2) 增大流出角2。但是2越大，轮周效率下降越剧烈。一般希望选用适当2，使出口绝对速度c2的方向在轴向附近。我们在附录1表2中也已经取定最末级相对出汽角 2z=32.26。3) 采用分流形式。我们按照附录1表2的计算流程，得出在单流情况下，低压缸最末级直径为1.527m，末级轴向排汽面积为1.8313m2；在分流情况下，最末级直径为1.080m，末级轴向排汽面积为1.8322m2。末级流通面积相差无几，但分流时末级直径明显减少，转速较高，我们选取双流路。表2.低压缸单流的试算数据（按附录1表2）序号名称符号单位公式来源数据1流路数目Z按2.2.3节定12最末级出口蒸汽压力P2zMPa表1 第8项0.018035973最末级出口蒸汽比容2zm3/kg由h-s图C点定7.2018644流量系数查图1-20.992291675最末级直径叶高比d/l=4646最末级出口蒸汽绝热指数kk=1.035+0.1xz，xz是出口干度1.120467最末级出口临界速度wzkpm/s381.4963518最末级出口蒸汽相对速度w2zm/sw2z=(0.90.92)wzkp347.161689最末级平均直径圆周速度uzm/s200300m/s28010最佳末级出口相对气流角2z2z=arccos(uz/w2z)36.259076211最末级出口蒸汽相对气流角2z2z=2z-(35)32.259076212最末级出口蒸汽绝对速度c2zm/s速度三角形185.71390113最末级余速损失hc2zkJ/kg ，保证轴向进汽17.244826414最末级出口蒸汽比容2zm3/kg由h-s图N点定7.140379115最末级动叶栅减窄系数bz0.880.930.916最末级蒸汽流量Gzkg/sG0/Z43.069602817最末级出口平均直径dzm1.5271217818最末级动叶片高度lbzmdz/0.3817804419低压缸转速nlr/min60uz/dz3503.53098二、 机组近似膨胀过程1. 机组近似膨胀线和各状态点参数机组近似膨胀线详见说明书末附图1，曲线上各节点热力学参数见下表3。表3. 机组近似膨胀线各状态点热力学参数p,MPat,v，m3/kgh,kJ/kgs,kJ/(kgK)xA33002994.356.5412B00.0172133.886.5412B0.0180362141.086.5412GOV01.562846.36.5412GOV1.56236.092887.7546.624E0.3290642591.1443256.624F0.3290642627.8705356.7136D0.3221512624.173666.7136J0.3221512627.8705356.7226L0.0180362201.126.7226C0.0180367.2018642261.391076.90470.8546N0.0180367.1403792244.1462442. 详细计算A是蒸汽初始状态点。pA=3.0MPa，tA=300。查表，得 hA=2994.35kJ/kg, sA=6.5412kJ/(kgK)。B0是蒸汽自A等熵膨胀后，在凝汽器喉部的状态点。pB0=0.017MPa，sB0=sA=6.5412kJ/(kgK)。查表，得 hB0=2133.88 kJ/kg。涉及到低压缸和凝汽器之间的排汽管损失，选定 蒸汽速度 cex=120m/s。凝汽器放置于低压缸下面，选定 排汽管阻力损失系数 ex=1.0。排汽管中的能量损失 。B是蒸汽自A等熵膨胀后，在低压缸最末级出口的状态点。，sB=sA=6.5412kJ/(kgK)。查表，得 汽轮机最末级出口压力 pex=0.018036MPa。机组理想焓降 。汽轮机总机械效率 汽轮机组内效率 机组内焓降 。蒸汽进入汽轮机后，一部分漏出不能做功，实际做功蒸汽小于G0。汽轮机内效率为it，此时所得到的功率小于要求的功率。计算中将汽轮机内效率适当提高，使得按此效率设计出的汽轮机，可以达到所要求的功率和效率，即为计算内效率。这里忽略了漏汽，故取计算漏汽损失系数 k=1。计算内效率 机组计算内焓降 。一般在汽轮机效率得到保证的情况下，可以让高压缸调节级承担尽可能大的焓降，这样能减少汽轮机级数，节约汽轮机机壳材料。汽轮机功率越小，调节级的焓降可以选的越大。Ne=40000hp，选定 双列调节级的压力比 Jgov=0.52，则调节级出口蒸汽压力 。GOV0是蒸汽在高压缸调节级出口的理想状态点。pgov0=1.56MPa，sgov0=sA=6.5412 kJ/(kgK)。查表，得 hgov0=2846.3kJ/kg。调节级理想焓降 。调节级内焓降 。GOV是蒸汽在调节级出口的实际状态点。，pgov=1.56MPa。查表，得 tgov=236.09，sgov= 6.624kJ/(kgK)。选定高低压缸内焓降之比Hih：Hil=1:1，则高低压缸内焓降 Hih=Hil=Hip/2=366.479465kJ/kg。高压缸非调节级内焓降 。高压缸非调节级内效率 高压缸非调节级理想焓降 。E是蒸汽在高压缸非调节级出口的理想状态点。，sE=sGOV=6.624kJ/(kgK)。查表，得 ph=pE=0.32906368MPa。F是蒸汽在高压缸非调节级出口的实际状态点。，pF=ph= 0.32906368MPa。查表，得 sF=6.7136 kJ/(kgK)。蒸汽从高压缸出来进入低压缸，需要经过联通管。选定蒸汽在联通管中的流速 ，损失系数 蒸汽在联通管的流动损失 。通过D点的等压线是蒸汽在低压缸入口的压力线。，sD= sF=6.7136kJ/(kgK)。查表，得 pl=pD=0.32215057MPa。蒸汽在联通管内的流动可以看作等焓节流过程，则J是蒸汽在低压缸入口的状态点。pJ=pl=0.32215057MPa，hJ=hF= 2627.870535kJ/kg。查表，得 sJ=6.7226 kJ/(kgK)，xJ=0.9535。L是蒸汽在低压缸出口的理想状态点。pL=pex=0.01803597MPa，sL= sJ=6.7226 kJ/(kgK)。查表，得 hL=2201.12kJ/Kg。低压缸理想焓降 。C是蒸汽在低压缸出口的实际状态点。，pC=pex=0.01803597MPa。查表，得 vc= 7.2018755m3/kg，xc= 0.8546。低压缸工作在湿蒸汽区，级效率逐渐降低，因此低压缸的膨胀过程线是一条坡度逐渐减小的曲线。可按照参考文献1中的方法，至此，机组近似膨胀过程中各段焓降和状态点参数计算完成。三、 低压缸热计算1. 主要尺寸计算在低压缸内蒸汽体积流量变化非常剧烈，其通流部分相应也会剧烈变化。通流部分的形状主要由第1级和最末级决定，而又以最末级的影响最大。这里确定的主要参数是低压缸最末级平均直径和转速。在低压缸最末级出口处，蒸汽绝热指数 临界速度蒸汽相对速度 ，依次保证末级出汽相对速度w2z此处的临界速度wz,kp。图1. 低压缸最末级出口三角形选定 最末级平均直径圆周速度 最佳末级出口相对汽流角 相对汽流角 45，符合设计要求。由图1，得 蒸汽绝对速度余速损失 末级余速损失占机组理想焓降的比例 17.2448264/853.27100%=2.0210281%，符合设计要求。N是不考虑余速损失时，蒸汽在低压缸最末级出口处的实际状态点。，pN=pex=0.01803597MPa。查图，得 vN= 7.1403791 m3/kg当根部反动度在0.030.05时，叶根处不吸不漏，不产生附加损失，能够提高级效率。所以选定根部反动度 ，末级径高比 。平均反动度 末级排汽干度 xc= 0.8546，则湿度约为15%，符合安全设计要求。查图，得 流量系数 = 0.99229167。机组总蒸汽流量 在低压缸入口分流后，最末级蒸汽流量 。选定 减窄系数 末级出口平均直径 末级动叶高度低压缸转速 2. 通流部分绘制为了确定通流部分的形状，还需要决定低压缸第1级的尺寸，主要是第1级平均直径和喷嘴高度。然后按照参考文献1中的方法，绘制出通流部分形状，进行分级和焓降分配。根据许多船用汽轮机的设计经验，选定第1级与最末级直径比。第1级平均直径 选定 第1级特性速比 第1级理想焓降 表4. 低压缸第1级喷嘴试算的膨胀过程线上各状态点热力学参数表p,MPav，m3/kgh,kJ/kgs,kJ/(kgK)x喷嘴入口J0.3221512627.8716.7226余速利用入口P10.3221512629.7726.7273喷嘴理想出口Q0.1843512535.7316.7273喷嘴实际出口Q0.1843510.8953992541.2896.74150.927P1是考虑了余速利用后，蒸汽在低压缸入口处的状态点。选定 蒸汽在高低压缸间的联通管中速度是65m/s，余速利用系数 余速动能利用值 ，pP1=pl=0.32215057MPa。查表，得 sP1= 6.7273 kJ/(kgK)Q是蒸汽在第1级喷嘴出口的理想状态点。选定 第1级反动度 ，sQ=sP1=6.7273 kJ/(kgK)。查表，得 pQ= 0.18435080MPa。Q是蒸汽在第1级喷嘴出口的实际状态点。选定 喷嘴速度系数 =0.97，pQ=pQ= 0.18435080MPa。查表，得 vQ= 0.895399m3/kg，xQ=0.927。1=0.1，xQ=0.927。查表，得 流量系数 =0.958。蒸汽在Q的绝对速度 选定 喷嘴几何出汽角 ，喷嘴减窄系数 第1级喷嘴高度 按照参考文献1的要求，第1级喷嘴高度ln1=80mm13mm，第1级理想焓降ha1=104.49kJ/kg55kJ/kg，则所得的第1级主要尺寸符合设计要求。3. 分级和焓降分配图2. 低压缸通流部分形状由图2，得 级平均直径由附图1，得 机组重热系数 考虑到由近似膨胀过程求得的重热系数与教材中的推荐值相比偏小，所以取 =0.025。选定 级特性速比，级平均理想焓降 低压缸级数 所以，低压缸分为3级。低压缸具体的焓降分配详见附录3表2。第1级和最末级平均直径已经通过计算直接得出，按照图2，中间级的平均直径应取923.2853mm。但是在低压缸的详细计算中，该直径难以满足喷嘴绝对出汽角1逐渐增加的要求，中间级平均直径后调整至920.087mm。根据附录3表3的计算结果，随着反动度提高，各级的特性速比xa也会随之提高。但是为了减少汽轮机的重量和尺寸，希望越靠后的级能承受越大的焓降，所以我在焓降分配时后级取的特性速比要比前级低。为保证喷嘴不发生超临界膨胀，会在末几级采用较大的反动度。低压缸各级焓降逐渐增加，我们取用的反动度也逐渐增大。4. 详细计算低压缸膨胀过程线详见附图2.在确定了级数、分配了焓降、选定了各级的反动度后，根据汽轮机原理知识，逐级进行详细计算，确定各级尺寸、功率和效率等参数。4.1 第1级图3. 低压缸第1级膨胀过程线4.1.1 喷嘴在前面的计算中，已经确定了蒸汽在级入口的状态点J（在这部分计算中，为了统一标识，记作J1）和考虑余速利用后，蒸汽在级入口的状态点P1。喷嘴理想焓降 喷嘴配置能量 选定 喷嘴速度系数 =0.97，喷嘴损失 表5. 低压缸第1级膨胀过程线上各状态点的热力学参数h,kJ/kgs,kJ/(kgK)p,MPat,v，m3/kgx喷嘴入口J12627.8716.72260.322151135.970.9535等熵膨胀出口K12517.1016.72260.166176余速利用入口P12629.7726.72730.322151喷管理想出口Na12528.1786.72730.175977喷管实际出口N12534.1826.74270.1759770.9235140.9249动叶理想出口Ba12524.896.74270.166176动叶实际出口B12529.556.75470.1661760.9736020.9241Na1是蒸汽在喷嘴出口的理想状态点。，sNa1=sP1=6.7273 kJ/(kgK)。查表，得 pn1=pNa1= 0.17597728MPaN1是蒸汽在喷嘴出口的实际状态点。，pN1=pNa1= 0.17597728MPa查表，得 sN1=6.7427kJ/(kgK)，vN1=0.9235139m3/kg，xN1=0.9249。喷嘴出口蒸汽绝对速度 级圆周速度 级特性速比 级平均直径 d1=863.87053mm，喷嘴高度 ln1=79.999208mm。1=0.1，xN1=0.9249。查表，得 流量系数 1=0.958。选定 喷嘴减窄系数 n=0.9。喷嘴绝对出汽角 喷嘴绝对出汽角1过大，做功能力下降，轮周效率降低；1过小，汽流在动叶栅中转折厉害，增加动叶损失，也会导致轮周效率下降。在低压缸内，蒸汽体积流量变化剧烈，为保证通流部分平滑变化，1会逐级增加。选定叶型 TC-1A：安装角34，宽度25mm，相对节距0.8。节距 ，喷嘴数目 （取整）由于喷嘴压力比 小于临界压力比，所以应该采用斜切渐缩喷管。4.1.2 动叶由图4，得 动叶入口相对速度动叶入口相对汽流角 图4. 低压缸第1级动叶进口速度三角形K1是自J1等熵膨胀后，蒸汽在第1级出口的状态点。，sK1=sJ1=6.7226kJ/(kgk)。查表，得 pb1=pK1=0.16617563MPa。Ba1是蒸汽在第1级出口的理想状态点。pBa1=pK1=0.16617563MPa，sBa1=sN1=6.7427kJ/(kgK)。查表，得 hBa1= 2524.89kJ/kg。动叶理想焓降 选定 动叶速度系数 =0.93，动叶出口相对速度 动叶损失 B1是蒸汽在第1级出口的实际状态点。，pB1=pK1=0.16617563MPa查表，得 vB1= 0.9736015m3/kg，xB1=0.9241。动叶进口边叶高lb一般根据喷嘴高度ln选取，为使喷嘴出口汽流全部无撞击地进入动叶通道，并减小叶顶漏汽损失，动叶进口高度应该稍高于喷嘴高度。但盖度过大，在叶根和叶顶会形成旋涡，降低级效率。喷嘴高度 ，选定 顶部盖度 lt=2mm，底部盖度lr=2mm。动叶高度 选定 动叶减窄系数 b=0.9,动叶出口相对汽流角图5. 低压缸第1级动叶出口速度三角形由图5，得 动叶出口绝对速度动叶出口绝对汽流角 选定叶型 TP-2A（6）：安装角78，宽度20mm，相对节距0.6。节距 喷嘴数目 （取整）4.1.3 级效率和功率余速损失 级轮周焓降 级轮周效率级叶高损失系数 动叶空间蒸汽平均比容 级摩擦鼓风损失功率 级摩擦鼓风损失系数 级扇形损失系数 级湿汽损失系数 级内效率 级内焓降 级内功率 4.2 第2级表6. 低压缸第2级膨胀过程线上各状态点的热力学参数h,kJ/kgs,kJ/(kgK)p,MPat,v，m3/kgx喷嘴入口J22530.036.7560.166176114.450.9244等熵膨胀出口K22394.9166.7560.069046余速利用入口P22534.3476.76710.166176喷嘴理想出口Na22421.9396.76710.080664喷嘴实际出口N22428.1036.78520.0804051.8606120.8956动叶理想出口Ba22405.516.78520.069046动叶实际出口B22412.3126.8040.0690462.1369830.8921图6. 低压缸第2级膨胀过程线4.2.1 喷嘴喷嘴理想焓降 第1级余速动能利用值 喷嘴配置能量 喷嘴损失 如图6，J2是蒸汽在喷嘴入口的状态点。，pJ2=pB1=0.16617563MPa查表，得 sJ2=6.756 kJ/(kgK)，xJ2=0.9244。P2是考虑了余速利用后，蒸汽在喷嘴入口处的状态点。，pP2=0.16617563MPa。查表，得 sP2= 6.7671 kJ/(kgK)Na2是蒸汽在喷嘴出口的理想状态点。，sNa2=sP2=6.7671 kJ/(kgK)。查表，得 pn2=pNa2= 0.08066394MPaN2是蒸汽在喷嘴出口的实际状态点。，pN2=pNa2= 0.080664MPa查表，得 sN2=6.7852kJ/(kgK)，vN2=1.8553111m3/kg，xN2=0.8958。喷嘴出口蒸汽绝对速度 级圆周速度 级特性速比 级平均直径 d2=920.087mm，喷嘴高度 ln2=136.21568mm。2=0.2，xN2=0.8958。查表，得 流量系数 2=0.983。喷嘴绝对出汽角 选定叶型 TC-1A：安装角34，宽度40mm，相对节距0.8。节距 ，喷嘴数目 （取整）由于喷嘴压力比 小于临界压力，应该采用斜切渐缩喷嘴。4.2.2 动叶图7. 低压缸第2级动叶进口速度三角形由图7，得 动叶入口相对速度动叶入口相对汽流角 K2是自J2等熵膨胀后，蒸汽在第2级出口的状态点。，sK2=sJ2=6.756kJ/(kgk)。查表，得 pb2=pK2= 0.06904598 MPa。Ba2是蒸汽在第2级出口的理想状态点。pBa2=pK2= 0.06904598MPa，sBa2=sN2=6.7852kJ/(kgK)。查表，得 hBa2= 2405.51kJ/kg。动叶理想焓降 动叶出口相对速度 动叶损失 B2是蒸汽在第2级出口的实际状态点。，pB2=pK2=0.06904598MPa查表，得 vB2= 2.1369829m3/kg，xB2=0.8921。喷嘴高度 ，选定 顶部盖度 lt=2.5mm，底部盖度lr=1.5mm。动叶高度 动叶出口相对汽流角由图8，得 动叶出口绝对速度动叶出口绝对汽流角 图8. 低压缸第2级动叶出口速度三角形选定叶型 TP-3A：安装角78，宽度25mm，相对节距0.6。节距 喷嘴数目 （取整）4.2.3 级效率和功率余速损失 级轮周焓降 级轮周效率级叶高损失系数 级摩擦鼓风损失系数 级扇形损失系数 级湿汽损失系数 级内效率 级内焓降 级内功率 4.3 第3级图9. 低压缸第3级膨胀过程线表7. 低压缸第3级膨胀过程线上各状态点的热力学参数h,kJ/kgs,kJ/(kgK)p,MPat,v，m3/kgx喷嘴入口J32413.1916.80620.06904689.570.8924等熵膨胀出口K32221.6556.80620.017045余速利用入口P32420.5426.82640.069046喷管理想出口Na32275.9056.82640.024585喷管实际出口N32284.4056.85160.0245855.4088110.8583动叶理想出口Ba32236.566.85160.017045动叶实际出口B32247.5276.88480.0170457.551880.84984.3.1 喷嘴喷嘴理想焓降 第1级余速动能利用值 喷嘴配置能量 喷嘴损失 J3是蒸汽在喷嘴入口的状态点。，pJ3=0.06904598 MPa查表，得 sJ2=6.8062 kJ/(kgK)，xJ2=0.8924。P3是考虑了余速利用后，蒸汽在喷嘴入口处的状态点。，pP3=0.06904598MPa。查表，得 sP3= 6.8264 kJ/(kgK)Na3是蒸汽在喷嘴出口的理想状态点。，sNa3=sP3=6.8264 kJ/(kgK)。查表，得 pn2=pNa2= 0.02474881MPaN3是蒸汽在喷嘴出口的实际状态点。，pN3=pNa3= 0.02474881MPa查表，得 sN3=6.8516kJ/(kgK)，vN3=5.3767806m3/kg，xN3= 0.8586。喷嘴出口蒸汽绝对速度 ，级圆周速度 级特性速比 级平均直径 d3=1079.8382mm，喷嘴高度 ln3=295.96684mm。3=0.2875，xN3=0.8586。查表，得 流量系数 3=0.9922917。喷嘴绝对出汽角 选定叶型 TC-2A：安装角39，宽度50mm，相对节距0.8。节距 ，喷嘴数目 （取整）由于喷嘴压力比 小于临界压力比，应该采用斜切渐缩喷嘴。4.3.2 动叶图10. 低压缸第3级动叶进口速度三角形由图10，得 动叶入口相对速度动叶入口相对汽流角 K3是自J3等熵膨胀后，蒸汽在第3级出口的状态点。，sK3=sJ3=6.8062kJ/(kgk)。查表，得 pb3=pK3= 0.0170446MPa。Ba3是蒸汽在第3级出口的理想状态点。pBa3=pK3= 0.0170446MPa，sBa3=sN3=6.8516kJ/(kgK)。查表，得 hBa3= 2236.56kJ/kg。动叶理想焓降 动叶出口相对速度 动叶损失 B3是蒸汽在第3级出口的实际状态点。，pB3=pK3= 0.0170446MPa查表，得 vB3= 7.5523080 m3/kg，xB3=0.8498。喷嘴高度 ，选定 顶部盖度 lt=3.5mm，底部盖度lr=1.5mm。动叶高度 动叶出口相对汽流角图11. 低压缸第3级动叶出口速度三角形由图11，得 动叶出口绝对速度动叶出口绝对汽流角 选定叶型 TP-3A：安装角78，宽度35mm，相对节距0.6。节距 喷嘴数目 （取整）4.3.3 级效率和功率余速损失 级轮周焓降 级轮周效率级叶高损失系数 级摩擦鼓风损失系数 级扇形损失系数 级湿汽损失系数 级内效率 级内焓降 级内功率 低压缸内功率 低压缸内效率 低压缸有效功率 至此，低压缸热计算完成。四、 高压缸热计算1. 调节级热计算我们选择的调节级型式是双列速度级。已知蒸汽流量和调节级近似膨胀过程，可进行调节级热计算。此时已知条件是蒸汽初参数P0及t0，调节级的背压pgov，蒸汽流量G0和汽轮机的转速nh。计算分为预先估算了详细计算两个步骤。1.1 预先估算根据速比和效率的关系，选取调节级速比xi，gov=0.27，调节级的总反动度为=0.02+0.03+0.04=0.09，此时调节级的效率较为合适。对于双列调节级一般选1=1016，选定喷嘴形式和它的流出角之后，就可以估计每一给定特性比下的喷嘴高度ln。，其中，选定部分进汽度，求出喷嘴高度ln，动叶高度lb对双列调节级可近似取lb=1.4ln。经过上述估算后，调节级的摩擦鼓风损失可以按下式计算：对过热蒸汽，k=1.0，A=1.0，B=1.4。是为减少鼓风损失加装护罩所占的相对弧长。对于双列速度级，上式右端方括号内第二项改为：。其中，l、l分别为第一列、第二列喷嘴和动叶高度平均值。调节级摩擦鼓风损失系数为：，调节级内效率，最终确定详细计算中要使用的x1，xa，就可以结束调节级的预先估算。1.2 详细计算最后确定的是调节级内的蒸汽膨胀过程、各叶栅的几何参数和通流部分的形状，并计算出级的效率和功率。计算过程中，按照蒸汽流动方向，对调节级的喷嘴、第一列动叶、导叶、第二列动叶分别计算。1.2.1 喷嘴根据预先计算中选定的反动度，求出喷嘴的理想焓降，据此算出喷嘴出口蒸汽的理论速度。设定喷嘴速度系数，求出实际喷嘴出口蒸汽速度。根据最小截面面积，得到喷嘴高度。根据蒸汽流入、流出角，按照叶型资料，选择合适的叶型，计算出合适的喷嘴数目。在h-s图上确定出蒸汽流出喷嘴的实际点。标记各状态点参数。1.2.2 第1列动叶取蒸汽在喷嘴出口的实际状态点作为动叶进口的初始参数。根据反动度，求出蒸汽的动叶理想焓降。由前列叶栅得出蒸汽流入时的角度，选定动叶速度系数，求得蒸汽实际出口速度，及在动叶中的损失。根据c,u,w速度三角形之间的关系，确定蒸汽在出口的实际状态点，记录下各热工参数。导叶计算时，进口初始参数取第1列动叶出口点的参数，计算过程类似于喷嘴。第2列动叶的计算时，进口初始参数取导叶出口点的参数，计算过程类似于第1列动叶。进出口的速度三角形下图，详细计算参数见附录2表1。图12. 高压缸调节级第1列动叶进口速度三角形图13. 高压缸调节级第1列动叶出口速度三角形图14. 高压缸调节级第2列动叶进口速度三角形图15. 高压缸调节级第2列动叶出口速度三角形图16. 调节级详细焓熵图表8. 高压缸调节级各状态点热力学参数P,MPaT,h,kJ/kgs,kJ/(kgK)v,m3/kgA33002994.356.54120.0811754n1*1.66144521226.922859.62456.54120.1282393b1*1.63847925225.332856.666.54120.1296264n2*1.60449125222.942852.226.54120.1317437b2*1.56002452219.752846.36.54120.1346368n11.66144521231.022870.1876.56220.1297011b11.63847925234.472880.05796.58770.1329127n21.60449125232.852877.57886.59180.135379b21.56002452230.212873.09386.5950.13858632. 非调节级热计算非调节级的热计算分为预先估算和详细计算两部分。在预先估算中应决定蒸汽进入非调节级的状态，决定非调节级的级数，以及分配各级焓降和预先检查通流部分的形状等工作。按预先估算所确定的初始数据在进行最后的详细计算后，能使高压气轮机到达预期的功率，得到预期的优良的通流形状与结构形式。2.1 预先计算2.1.1 级数估定调节级后的蒸汽参数就是非调节级的初始蒸汽参数。非调节级入口点为GOV点，热工参数如下：状态点p,MPat,h,kJ/kgs,kJ/(kgK)GOV1.56236.092887.7546.624选择高压缸非调节级级数时，要考虑到经济性、结构工艺、制造成本等。高压缸内蒸汽体积流量不大，主要困难是如何使喷嘴、动叶的高度增加，从而提高级效率。高压缸第一非调节级处在最不利的工作条件下。蒸汽体积流量最小，工作参数最高。如果能使该级效率得到适当保证，可以预期其余级效率将不会更差，可以试算第一非调节级来决定非调节级的级数。我们组的汽轮机功率较小，在试算时选定5、6、7、8四组级数，按每个级数进行第一非调节级的试算。试算时第一非调节级焓降可以取平均焓降 。选定 重热系数为0.05，第1非调节级的反动度1=0.05，喷嘴速度系数0.97，级特性速比xa。第1非调节级喷嘴高度的计算：z=5时，ln1= 60.2121283mm，ha1= 61.6948124 kJ/kg。z=6时，ln1= 71.9042306mm，ha1= 49.4349458 kJ/kg。z=7时，ln1= 81.8059448mm，ha1= 42.3728107 kJ/kg。z=8时，ln1= 91.7575082mm，ha1= 37.0762094 kJ/kg。当z=6、7、8时，均满足ln113mm，35 kJ/kg ha155 kJ/kg的要求，但当级数较少时也能满足ln20mm，所以选择了6级。2.2.2 焓降分配一般多级汽轮机各级的配置焓降总逐渐增加。因为在汽轮机各级的体积流量是逐次增大的，有必要逐渐增大焓降以防止通流部分的剧烈变化。由于高压缸蒸汽体积流量变化小，通流部分不会发生剧烈变化，在分配焓降时不用担心恶劣的通流部分形状。我们在各级中考虑采用叶型相同的喷嘴的动叶和根部直径相等的转子，简化制造，降低成本。第i级连续性方程满足：Giv2i=Abiw2i=dilbiw2isin2以a表示径高比，可得：将经计算得的a=0.21，26/21=3.22代入上式得：3.22=x1+0.21(x-1)2在Matlab中用程序solve(x*(1+0.21*(x-1)2-3.22)解得x=2.11，再由lbz=xz*lb1得第一级叶片高0.05654454 m，