汽轮机原理整理1汇总(最新最全面)ppt课件

.,1,汽轮机原理,任课教师：李爱军,华中科技大学能源与动力工程学院,2005.7,.,2,绪论,1火电厂基本概念,（一）能量转换过程,燃料化学能蒸汽热能机械能电能,（二）火电厂三大主机,锅炉：将燃料的化学能转变为蒸汽的热能汽轮机：将锅炉生产蒸汽热能转化为,转子旋转机械能,发电机：将旋转机械能转化为电能,.,3,B：锅炉S：锅炉过热器,T：汽轮机,C：冷凝器P：水泵,S,T,C,P,B,T,S,1,2,3,4,1,2,43,火力发电厂示意图,.,4,我国电力事业发展概况,.,5,历年人均指标,.,6,历年主要技术经济指标,.,7,历年能源和电力弹性系数,.,8,我国能源供需变化情况,.,9,我国能源消费结构（%）,.,10,我国能源生产构成（%）,.,11,2000年世界一次能源供给的构成,.,12,2000年全球电力生产的能源构成,.,13,中国2003年可再生能源开发利用量,.,14,.,15,.,2汽论机分类：,16,汽轮机,冲动式汽轮机反动式汽轮机,背压式汽轮机调节抽汽式汽轮机,凝汽式汽轮机供热式汽轮机低压汽轮机中压汽轮机高压汽轮机超高压汽轮机亚临界压力汽轮机超临界压力汽轮机,按作功原理分,按功能分按参数高低分,.,17,按热力特性分类（即汽轮机型式）凝汽式、中间再热式,背压式调整抽汽式,供热,Turbine,Turbine,热用户,Turbine,.,18,按主蒸汽参数分类,低压汽轮机：小于1.47Mpa；中压汽轮机：1.963.92Mpa；高压汽轮机：5.889.81Mpa；超高压汽轮机：为11.7713.93Mpa；,临界压力汽轮机：15.6917.65Mpa；,超临界压力汽轮机：大于22.15Mpa；超超临界压力汽轮机：大于32Mpa,.,19,我国一次能源需求的情景预测,（Mtce),.,20,我国电力生产的情景预测(TWh),.,21,3汽轮机的主要技术发展,采用大容量机组提高蒸汽初参数,采用联合循环系统提高效率提高机组的运行水平,.,4汽轮机制造工业,美国日本,通用电气公司、西屋电气公司日立制作所、东芝电器会社、三,菱重工株式会社,瑞士中国,BBC公司哈尔滨汽轮机厂、上海汽轮机,厂、东方汽轮机厂、北京重型电机厂、青岛汽轮厂、武汉汽轮发电机厂、杭州汽轮机厂、南京汽轮发电机厂22,.,第一章,汽轮机级的工作原理,第一节概述一，汽轮机的级、级内能量转换过程1，汽轮机的级：静叶栅动叶栅是汽轮机作功的最小单元。23,.,24,2，级内能量转换过程：,具有一定压力、温度的蒸汽通过汽轮机的级时，首先在静叶栅通道中得到膨胀加速，将蒸汽的热能转化为高速汽流的动能，然后进入动叶通道，在其中改变方向或者既改变方向同时又膨胀加速，推动叶轮旋转，将高速汽流的动能转变为旋转机械能。,.,25,.,26,3，冲动级：当汽流通过动叶通道时，由于受到动叶通道形状的限制,而弯曲被迫改变方向，因而产生离心力，离心力作用于叶片上，被称为冲动力。这时蒸汽在汽轮机的级所作的机械功等于蒸汽微团流进、流出动叶通道时其动能的变化量。而这种级称为冲动级。,.,27,4，反动级：当汽流通过动叶通道时，一方面要改变方向，,同时还要膨胀加速，前者会对叶片产生一个冲动力，后者会对叶片产生一个反作用力，即反动力。蒸汽通过这种级，两种力同时作功。通常称这种级为反动级。,.,28,.,ht,hn+hb,hn,(1m)ht,mht,29,二，反动度,m=,hb*,hb*,*,*,=,*,hb=,.,纯冲动级来说，=、=0、=，蒸汽流出动叶的1p2pbh*nhth,三，冲动级和反动级,30,冲动级有三种不同的形式：,1，纯冲动级：通常把反动度等于零的级称为纯冲动级。对于,为了提高级的效率，通常，冲动级也带有一定的反动度（=0.050.20)，这种级称为带反动度的冲动级，它具有作功,能力大、效率高的特点。,*,速度C,具有一定的动能C未被利用而损失，称这种损失为余速损失，用hc2表示。2，带反动度的冲动级,.,3.复速级,由一组静叶栅和安装在同一叶轮上的两列动叶栅及一组介于第一、二列动叶栅之间、固定在汽缸上的导向叶栅所组成的级，称为复速级。第一列动叶栅通道流出汽流，其流速还相当大，为了利用这一部分动能，在第一列动叶栅之后装上一列导向叶栅以改变汽流的方向，使之顺利进入第二列动叶栅通道继续作功。复速级也采用一定的反动度。复速级具有作功能力大的特点。,4.反动级,通常把反动度=0.5的级称为反动级。对于反动级来说，蒸汽,在静叶和动叶通道的膨胀程度相同，即是,hb=hn*=12ht*。反动级是在冲动力和反动力同时作用下作功。反动级的效率比冲动级高，但作功能力小。31,p1p2，,.,32,.,第二节,汽轮机级内能量转换过程,一，基本假设和基本方程式流过叶栅通道的蒸汽是具有粘性、非连续性和不稳定的三元流动的实际流体。为了研究方便，特作如下假设：,1.,蒸汽在叶栅通道的流动是稳定的：即在流动过程中，通道,中任意点的蒸汽参数不随时间变化而改变。2.蒸汽在叶栅通道的流动是一元流动：即蒸汽在叶栅通道中流动时，其参数只沿流动方向变化，而在与流动方向相垂直的截面上不变化。3.蒸汽在叶栅通道的流动是绝热流动：即蒸汽在叶栅通道中流动时与外界没有热交换。33,.,h0+,2.能量方程式,34,基本方程式：说明：这些基本方程式在能源动力装置基础一书中讲过，不过多重复。1.连续方程式G=cA=cA=const.v,+W,c122,+q=h1+,c0223.状态及过程方程式,pv=RT4.动量方程式,pvk=const.,cdc=-vdp,cdpR1dk=cdc5.气动方程式,ca,M=,=kvp,a=k,p,.,(C1C2)=h0h1=,35,二，蒸汽在静叶栅通道中的膨胀过程喷嘴的作用是让蒸汽在其通道中流动时得到膨胀加速，将热能转变为动能。喷嘴是固定不动的，蒸汽流过时，不对外作功，W=0；同时与外界无热交换，q=0。则根据能量方程式，则121222对于过热蒸汽，可近似看做理想气体，则上式可写成：,12,22,(p0v0p1v1),kk1,.,p0v01,+c2,36,（一）喷嘴出口汽流速度计算1，喷嘴出口的汽流理想速度在进行喷嘴流动计算时，喷嘴前的参数p(初速）是已知的条件。按等熵过程膨胀，其过程曲线如图1-7所示。根据式（2-9)，则喷嘴出口汽流理想速度为,-蒸汽按等熵过程膨胀的终态焓（J/kq)。,2(h0h1t)+c02,c1t=,0,p1p0,2kk1,或者式（2-10）为c1t=,k1k,上二式中，c1t-蒸汽流出喷嘴出口的理想速度（m/s)；,h1t,.,=h0+C0=h0+hc0,p0v01(,p1k,),p0,37,称为喷嘴的理想焓降。为了方便，引,用滞止参数，如图1-7所示，滞止焓值为：,把相应的滞止参数,式(1-17)和（1-20)，则,122,h0*,c1t=2hn*,*,*,k1,2kk1,c1t=,图1-7,图1-7中，hn=h0h1t,p0*、v0*、h0*分别代入,.,图18,压力、焓降、截面积、汽流速度、音速、比容沿流动的变化规律38,.,hn=(C1tC1=C1t(12)=(12)hn*,2，喷嘴出口的汽流实际速度,3，喷嘴损失,(1-26),(1-26a)39,实际流动是有损失的，汽流实际速度小于汽流理想速度。通常用喷嘴速度系数来考查两者之间的差别（通常取=0.97)。这样，喷嘴出口的汽流实际速度为c1=c1t,121212222,蒸汽在喷嘴通道中流动时，动能的损失称为喷嘴损失，用hn表示：,=(12),n=,hnhn*,喷嘴损失与喷嘴理想焓降之比称为喷嘴能量损失系数，用n表示：,.,a,C,a0,p0*、v0*知时，a0一定值。,40,(二）喷嘴中汽流的临界状态1，临界速度,，当在式（2-12)中用滞,止参数表示有关参数时，代入音速公式，则有,为滞止状态下的音速。当,在膨胀过程中，到某一截面会出现汽流速度等于当地音速。当汽流速度等于当地音速时，则称此时的流动状态为临界,等表示。,汽流的音速为a=kpv=kRT,22,=,+,*2k1,2k1,上式中，0,a*,*,状态。这时的参数为临界参数，用pcr、vcr、ccr若以代入（2-16)则临界速度为：,ccr=,p0*v0*=kpcrvcr,a0*=,2kk+1,2k+1,.,pcrk,pcr=p0(,2，临界压力,对于等熵膨胀过程来说，有,，则上式为,v0*vcr,)p0*,2k+1,根据(2-17),临界压力为：pcr=(,1,v0*vcr,=(*)p0,*,k)k1,2k+1,上式表明，临界压力只与蒸汽指数k和初压有关。临界压力与初压之比称为临界压力比，用cr表示：,*,kk1p0k+1对于过热蒸汽（k=1.3)则cr=0.546;对于饱和蒸汽（k=1.135),则cr=0.577.41,.,=(M1),（三）喷嘴截面积的变化规律,（1）当汽流速度小于音速，即M0，则必须dA/dx1时，若要使汽流能继续加速，即dc/dx0，则必须dA/dx0，也就是说喷嘴截面积必须沿流动方向逐渐增,加，即做成渐扩喷嘴。,（3）当汽流速度在喷嘴某截面上刚好等于音速，即M=1，这时，dA/dx=0。表明横截面A不变化，即A达到最少值。根据上述分析可知，简单的,渐缩喷嘴是得不到超音速汽流的。为了达到超音速，除了喷嘴出口蒸汽压力必须小于临界压力外，还必须在喷嘴形状上加以保证，即作成缩放喷嘴。汽流通过缩放喷嘴时，在喷嘴喉部达音速，然后在渐扩部分达超音速。42,1dccdx,1dAAdx(1-310),2,.,Gt=An,p0*,(,G1=An,2k,k),k1,v0*,（四）喷嘴流量计算,43,计算,(1-32),-喷嘴出口处理想汽流速度，(m/s);,称,c1t,*,v1t-喷嘴出口处比容，（m/kq)。1若用（2-12a)表示，又有=*(1)k,则上式为v1tv0p0,2k+1knnn=p1p0为喷嘴前后压力比。,1，喷嘴的理想流量Gt,喷嘴的理想流量Gt可用下式计算:c1tv1t式中，An-喷嘴出口处截面积，(m);,.,p0*,2，喷嘴流量曲线,对于式(1-33），当喷嘴前的参数,只取决于喷嘴前后压力比。它们的关系如,图1-11中ABC曲线所示。当压力比从1逐渐,图1-11,(1-36),式中，只与k值有关。对于过热蒸汽（k=1.3),=0.667；饱和蒸汽,（k=1.135),=0.635。44,缩小时，流量逐渐增加，当喷嘴前后压力比等于临界压力比（n=cr)，Gt达最大值，如B所示。这时的流量称为临,p0*、v0*和,喷嘴出口截面积An一定时，通过喷嘴的流量Gt,界流量，用Gcrt表示。当喷嘴前后压力比小于临界压力比时，流量保持最大值不变，如AB所示。其临界流量为：,p0*v0*,k(,2k+1,Gcrt=An,k+1)k1*=Anv0,.,c1c1tv1t,n=,称为喷嘴流量系数。对于过热蒸汽，取n,式中，,对于过热蒸汽：Gcr=0.648An,Gcr=0.647An,45,3，通过喷嘴的实际流量的计算,=,动，=1。,Gt=Gt,=,v1tv1,通过喷嘴的实际流量为：G=An=Anv1v1v1t(1-39),v1tv10.97；对于饱和蒸汽，取n=1.02。考虑了流量系数之后，通过喷嘴的实际流量为：,p0*v0*,p0*v0*对于饱和蒸汽：另外还可以用单一的计算公式表示：,p0*v0*其中，称为彭台们系数。对于亚临界流动，w1。这样，汽流从动叶通道中流出的绝对速度的大小和方向可以从图解得到。c2、2可用下式求得：c2=W22+u22uW2cos2,W2sin2W2cos2u,2=arcsin,.,（二）蒸汽作用在动叶片上的力及轮周功,50,为求取蒸汽在动叶栅作功大小，必先求取蒸汽,对动叶栅的作用力。,1，蒸汽对动叶片的作用力,蒸汽在动叶栅通道中要改变方向、或者还要,膨胀加速，其对动叶片的作用力可用下式进行计算：,圆周分力,(1-64),或者轴向分力或者合力,(1-64a)(1-67)(1-68),-动叶通道轴向投影面积。,Fu=G(W1cos1+W2cos2),Fu=G(C1cos1+C2cos2)Fz=G(W1sin1W2sin2)+Az(P1P2)Fz=G(c1sin1c2sin2)+Az(P1P2)F0=Fu2+Fz2,以上各式中，G-单位时间内流过动叶栅的流量；,Az,.,Wu1=(c12c22)+(w22w12),51,2，轮周功和轮周功率,(J/s),用G除以上二式，得到每1kq蒸汽所作出的轮周功。轮周功表示作功,或者，,结合速度三角形和余弦定理，轮周功还可以用下式表示：,(J/kq),蒸汽通过汽轮机的级在动叶片上所作的有效机械功称为轮周功。而单位时间内作出的轮周功称为轮周功率。轮周功率为圆周分力和圆周速度的乘积：Nu=Fu*u=G*u(C1cos1+C2cos2),或者，Nu=Gu(w1cos1+w2cos2),能力，用Wu1表示：Wu1=u(c1cos1+c2cos2),Wu1=u(w1cos1+w2cos2),12,.,其中，hb*=hb+W12=hb+hw1,52,3，动叶栅出口汽流相对速度和绝对速度,通过动叶通道的能量方程式可得到动叶栅出口汽流相对理想速,度为：,这样，,由于通过动叶栅的流动是有损失的，为了说明,问题引用动叶速度系数。这样，动叶出口的,实际相对速度为,w2t=2(h1h2t)+w12,t,结合图1-17，焓降hb=h*称为动叶栅理想焓降，hb=h1h2t。,w2t=2mht*+w12=2hb*,12称为动叶栅的滞止焓降。,w2=w2t=2hb*,.,hb=(W22tW22)=(12)hb*,53,4，动叶损失,动叶损失就是蒸汽通过动叶栅的能量损失，由于动叶损失的存在，,，则动叶损失为：,(1-62),在计算时，通常取=0.850.95。,使动叶出口的焓值由h2t升到h212,动叶损失hb与hb之比成为动叶栅的能量损失系数，即,=12,b=,hbhb*,.,hc2=C22,54,叶，其具有的动能称为余速损失：,在多级汽轮机中，余速损失可以被下一级所利用，其利用程度可用余速利用系数表示，=01之间。,5、余速损失由速度三角形可知，蒸汽在动叶栅中作功之后，最后以绝对速度c2离开动,12,c022,+ht(hn+hb+hc2),hu=0,考虑了喷嘴损失、动叶损失和余速,损失之后，汽轮机的级在h-s图上,的过程曲线如图1-21所示。图中，,称为级的轮周有效焓降：,(1-76),.,55,作业与思考题：,角形(标出速度、角的符号和数值）。,3、分析喷嘴截面积的变化规律。,4、分析蒸汽在喷嘴斜切部分的流动规律。,0c,c2,；级后蒸汽压力为p2=1.5MPa。级的反动度m=0.12。喷嘴出汽角1=11.10，动叶出汽角2=18.30。若级的速度比x1=uc1=0.54，喷嘴速度系数=0.97，进入喷嘴的初速度=52.3m/s，试计算动叶出口相对速度及绝对速度，并绘制动叶进出口速度三角形(标出速度、角的符号和数值）。,；级后蒸汽压力为p4=4.37MPa。进口初速动能hc0=1.214kJ/kg，级的平均直径dm=998.5mm，级的反动度为m=0.0794。喷嘴出汽角1=10.780，动叶出汽角2=17.90。喷嘴和动叶的速度系数分别为=0.97、=0.935，机组转速n=3000r/m。试绘制动叶进出口速度三,.,56,1-3汽轮机级的轮周效率和最佳速度比蒸汽在级内所具有的理想能量不能百分之百地转变为轮周功，存在着损失。为了描述蒸汽在汽轮机级内能量转换的完善程度，通常用各种不同的效率来加以说明。一，轮周效率与速度比,2，级的理想能量：一般来说，级的理想能量是级的理想焓降、进,入本级的动能和本级余速动能被下一级所利用部分的代数和，,即,Wu1E0,huE0,=,u=,具有的理想能量E0之比称为级的轮周效率,即,1，轮周效率：蒸汽在汽轮机级内所作出轮周功Wu1与它在级内所,c222,c022,=ht*1hc2,+ht1,E0=0,.,3，级的理想速度：为了研究方便，这里引入一个级的理想速,与级的理想能量之比，称其为喷嘴、动叶和余速能量损失系数。57,124，级的轮周效率：u=1nb(11)c22u(C1cos1C2cos2)或者式中，n、b、c2分别为喷嘴损失、动叶损失和余速损失,.,5，速度比：从式（1-80)可以看到，为了提高级的轮周效率，则要求减少,喷嘴损失、动叶损失和余速损失。其中，前二项损失与相应的速度系数、有关。如果选定了动静叶栅的叶型，则系数、就确定了。这样，为了,提高轮周效率，就得尽量减少余速损失。而余速损失，很显然,零。这里从动叶进出口速度三角形上来分析。为了说明问题，把动叶进出口,速度三角形画成图1-22的形式。其中，图b,动叶出口速度,刚好为轴向,表示。,表示。它是汽轮机级的一个很,重要的特性。速度比的取值直接影响汽轮机的效率和作功能力。对于不同型式的级，其最佳速度比是不相同的。58,c2不可能为,c2,样，使c2达到轴向排汽的速度比u/c1称为最佳速度比，用(x1)op,a,级的速度比通常用字母x1=uc1或xa=uc,排汽，其余速损失最少。只要u/c1选用合理，就能达到轴向排汽的目的。而图a、b中的u/c1都不可能使c2轴向排汽，也就不可能使余速损失最小。这,.,通常，复速级的最佳速度比为：,(x1)op=cos1,59,二，轮周效率与速度比的关系（1）对于不考虑余速利用的纯冲动级：其最佳速度比是：,对于反动度不为零的冲动级，,0.480.52；,当考虑余速利用的中间级，,0.585左右。,若取,=0.94。,或22一般来说，1=120160，因此，（x1)=0.460.49.若取=0.97,则（xa)=0.450.48.,(xa)op=,14=0.20.28之间。,（2）对于复速级，其最佳速度比为：(xa)op,(xa)op=,（3）对于反动级，其最佳速度比为：(x1)op=cos1,=0.93,1=200,则(x1)op=cos1,.,1、已知汽轮机某级前压力p0=5.2MPa，温度t0=470C,作业与思考题：,；级后蒸汽,0,压力为p2=4.4MPa。进口初速动能hc0=1.2kJ/kg，级的平均直径0动叶出汽角2=17.90。喷嘴速度系数分别为=0.97，机组转速n,=3000r/m。若排汽动能全部利用，试求级的有效焓降和轮周效率。2、已知单级汽轮机，级的平均直径dm=106.7cm，转速n=3000r/s，喷嘴出汽角1=180，级的速度比x1=uc1=0.42，喷嘴速度系数分别为0,Fu，轮周功率60,级的流量G=7.26kg/s，试求蒸汽作用在动叶片上的切向力Nu和轮周效率u，并画出级的速度三角形。,.,前提条件：蒸汽流量G，参数p0、t0、2,1-4汽轮机级通流部分主要尺寸的确定,；转速,，初,。,n,p速c0，级的平均直径dm，反动度m,n,一，叶栅型式的选择：1，喷嘴叶栅型式的选择喷嘴叶栅型式的选择主要决定于需要得到多大的出口速度。即根据喷嘴前后压力比来确定：当需要得到小于或等于音速汽流时，即n0.546，可选用渐缩喷嘴。当喷嘴前后压力比还不大于0.30.4时，即0.3n0.546，仍然可选用渐缩喷嘴，这时，可利用喷嘴斜切部分继续膨胀加速，以得到超音速汽流。当喷嘴前后压力比小于n0.3，这时，仍然选用渐缩喷嘴,是利用其斜切部分继续膨胀而得到超音速汽流。这时喷嘴出口汽流角要发生偏转。喷嘴喉部截面积和叶高分别为：,G0.648p0*/v0*,(An)min=,(An)minedmsin1,ln=,v1tCcrvcrC1t,喷嘴出口汽流偏转角由下式确定：sin(1+1)sin1上式中，-喷嘴喉部截面处的比容；,cr,C,.,bw2t,66,（三）动叶栅几何参数的确定,动叶栅几何参数的计算方法和静叶栅相似。但动叶栅通道中的流动多为亚音速流动。动叶栅出口截面积和叶高可按下式计,其中，动叶出汽角由所选定的叶型确定。国产汽轮机常用动叶叶,型见表1-2。,2,算：A=Gv2t=edlsinbbb,Abedbsin2,lb=,其中，v2t-动叶栅出口理想比容；,w2t-动叶栅出口相对速度；b饱和蒸汽，b=0.940.98；e-部分进汽度。,.,=1114；1,一些，一般，11813=,。另外，在复速级中，要使通流部分光滑变,)87();105();53(000=,67,三，喷嘴叶栅与动叶栅几个主要参数的选定,通常，喷嘴出汽角,复速级几何的参数可按上述方法计算，但复速级的喷嘴出汽角比单列级大,化。为此，复速级必须适当地采用反动度以满足通流部分光滑变化。复速级各列叶栅的出汽角可以在下列范围内选,择。,（二）部分进汽度的选择：,1，一般采用全周进汽（e=1）；小型机采用部分进汽（e1）；2，调节级采用部分进汽（e1），分47组。,（三）盖度的选择：通常要求动叶进口高度略大于喷嘴出口高度。,（一）喷嘴出汽角1的选择,0,211121,.,68,（四）冲动级内反动度的合理选用：,3，当根部反动度,=0.030.05时可以达到以上目的，同时,也可以使动叶前后压力差不至太大以至造成大的叶顶漏汽损,失。,纯冲动级具有作功能力大的特点，但其效率较低。当适当地选用反动度之后，就可以达到提高效率的目的。这是因为，采用适当的反动度，可以提高动叶的速度系数，以减小动叶损失；也可以减小动叶根部轴向间隙中由于吸汽而产生的附加损失。1，当根部反动度较大时，则平均反动度会更大，会造成叶顶和平衡孔漏汽，因而产生损失；2，当根部反动度太小或者为负时，会造成叶片根部吸汽，或者使级后蒸汽通过平衡r孔回到动叶前，造成损失；,.,-,m=1(1r)(,dblb,db,t=1(1m)(,dblb,db+lb,69,图136在进行汽轮机热力设计时，通常是按级的平均直径处的平均反动度进行计算的。但级的反动度沿叶高是变化的，这样，平均反动度为：,叶根反动度为：,(1-128)(1-129),式中，,动叶栅的平均直径、叶高。,),db、lb,.,70,确定某一级的反动度，除了合理选用动静叶栅之叶,之外，主要是靠通过一定的动静叶栅出口面积比(f）来现的。即一定的反动度对应一定的动静叶栅出口面积比f）。面积比随着反动度的增加而减小。汽轮机中反动与动静叶栅出口面积比的对应范围为：,1.直叶片级,f=1.86-1.65.f=1.7-1.4.,为：,m=0.050.20,2.扭叶片级m=0.2-0.4,型实m（度,3.复速级复速级的反动度在m=0.030.08范围内，则其面积比,fn:f1b:fgb:f2b=1:(1.61.45):(2.62.35):(43.2).,.,15叶栅试验与叶栅损失这里，只简单介绍叶栅几何特性,一，叶栅几何特性,1，叶型、型线：叶片截面的形状、周线分别称为叶型、型线；,2，等截面叶片和变截面叶片：叶型及面积沿叶高不变的叶片称为等截面叶,片，反之为变截面叶片。,3，亚音速叶栅、近音速叶栅、超音速叶栅。,4，叶栅几何参数：（如图138）,dm-平均直径；l叶高；t节距；B叶片宽度；b弦长；71,.,72,径高比。,aa,出口边厚度；a、1、2进出口宽度。t=lb相对叶高；,dl,=,as、s喷嘴、动叶叶型安装角。,*,6，汽流角度：a0、1喷嘴、动叶进口汽流角；a1、2喷嘴、动叶出口汽流角；aog、1g喷嘴、动叶叶型进口角；a1g、2g喷嘴、动叶叶型出口角；,图138,.,16,汽轮机级内损失和级效率,前面提到的喷嘴损失hn、动叶损失hb、余速损失hc2都是级内损失。除此之外，级内损失还包括：叶高损失hl、扇形损失h、叶轮摩擦损失hf、部分进汽损失he、漏汽损失hleak、湿汽损失hx。当然，不是每一都同时具有这所有损失，而是根据具体情况分别分析计算其不同的损失。如只有在部分进汽的级才有部分进汽损失，工作在湿蒸汽区的级才有湿汽损失。73,.,hl=,一，级内损失,1，叶高损失,将喷嘴和动叶中与叶高有关的损失称为级的叶高损失或叫端部损失。当叶片较短（一般说叶高l1r。如果仍以平均直,图170,.,90,（2）沿叶高相对节距不同所引起的损失：叶片是安装在叶轮上,的，呈环形，当径高比很小时,节距沿叶高变化很大。而每一种,叶栅都有一个最佳的相对节距，其对应叶栅的效率最高。只要偏,离这一最佳值，都会引起损失，造成效率下降。,（3）轴向间隙中汽流径向流动所引起的损失：蒸汽从动、静叶栅,通道中流出时，都有一定的圆周速度，因此，在动、静轴向间隙中必然产生离,心力作用，而产生径向流动。径向流动就会造成损失。而且，叶片越长，径向,流动造成的损失就越大。,因此，对于长叶片级来说，就不能采用短叶片级的来进行设计。就必须把,长叶片级设计成型线沿叶高变化的变截面叶片，即扭叶片。扭叶片加工困难，,制造成本高。长叶片级的设计普遍采用径向平衡法。这种设计方法的核心问题,就是确定动、静叶栅轴向间隙汽流的平衡条件。建立径向平衡条件，建立径向,平衡方程式，然后求解径向平衡方程式，由此得出汽流参数沿叶高的变化规,律。径向平衡法有简单径向平衡法和完全径向平衡法。,.,一，简单径向平衡法,简单径向平衡法是假设动、静叶栅轴向间隙中汽流作轴对,称的圆柱面流动，其径向分速为零，子午线曲线半径无穷,大。求得的简单径向平衡方程式为：,喷嘴出口轴向间隙：,(1-186),(1-186a),动叶出口轴向间隙：上二式中，p-蒸汽压力；,r-级的半径；v-蒸汽比容。91,dp1dr,1C12uv1r,=,dp2dr,1C22uv2r,=,.,二，完全径向平衡法完全径向平衡法认为，在动、静叶栅轴向间隙中，圆周方向的流面是一个轴对称的任意回转面。完全径向平衡方程式为：,(1-185),),Cu2r,sinmCmCmm,cosmRm,1pr,+,Cm2(,=,式中，-蒸汽密度；Cu、Cm-汽流圆周分速、子午分速；m-子午分速对Z轴的倾角；R-流面上某点的曲率半径。用简单径向平衡法设计所得到的流型有：理想等环量流型、等角流型、喷嘴出口等环量和动叶出口连续流流型、等密流流型。用完全径向平衡法导出的流型有：三元流流型、可控涡流型。92,.,补充：高效新叶型的开发与应用,93,1、SCHLIST叶型（平衡叶型），后加载叶型；2、分流叶栅（宽窄组合叶栅）；,3、三元流场设计：弯扭叶片，可控涡流技术；4、高效、高可靠性末级长叶片技术。,在100MW、125MW和200MW汽轮机改造中，就是利用这些新型高效叶片技术对通流部分进行改造，再配合：（1）新型汽封（可调汽封，多齿汽封，椭圆汽封；（2）高效进汽室涡壳进汽（无叶喷嘴），高效排汽缸。,这三种机改造实践表明：通过改造后，功率增加10%，机组内,效率提高，热耗降低，煤耗下降。,.,94,.,95,.,96,.,97,.,98,.,99,.,100,.,101,.,102,.,第二章多级汽轮机,第一节,多级汽轮机的工作过程,一，多级汽轮机的特点和工作过程1，多级汽轮机的采用：为了提高汽轮机的功率，就必须增加汽轮机的进汽量G和蒸汽的理想焓降。从经济和安全两个方面来考虑，只有一个级的汽轮机要能有效地利用很大的理想焓是不可能的。为了有效地利用蒸汽的理想焓降，唯一的办法就是采用多级汽轮机。多级汽轮机的一级只利用总焓降中的一部分。使每一级都能在最佳速度比附近工作，就能有效地利用蒸汽的理想焓降，提高机组效率。和单级汽轮机相比较，多级汽轮机具有单机功率大和内效率高的特点。1,.,多级汽轮机有冲动式和反动式两种。国产100MW、125MW、200MW汽轮机都是冲动式多级汽轮机；国产300MW汽轮机则是反动式汽轮机。多级汽轮机通常采用喷嘴调节（控制进汽量），称之为调节级，其余的级称为压力级。中小型汽轮机，通常采用双列级作为调节级，大功率汽轮机多用单列级作为调节级。多级汽轮机的通流部分如图2-1所示。蒸汽进入汽轮机各级膨胀作功，压力和温度逐级降低，比容不断增加。因此，通流部分尺寸是逐级增大的，特别是在低压部分，平均直径增加很快。即叶片的高度越来越长。,由于受到材料强度的限制，,叶片不可能太长，故大型汽轮机都采用多排汽口。如国产200MW汽轮机，设计为三排汽口和两排汽口；国产300MW汽轮机采用两排汽口。2,.,3,2，多级汽轮机的工作过程：,蒸汽在多级汽轮机中,汽状态点，就是下一级的进汽状态点。把各点连接起来，就是多级汽轮机的热力过程曲线。整个热力过程曲线由三部分所组成：进汽机构的节流过程，各级实际膨胀过程,排,汽管道的节流过程。,t,膨胀作功过程和在级中的膨胀作功过程一样。作功过程是重复的，但参数是变化的。3，多级汽轮机的热力过程曲线：其热力过程曲线如图2-2。调节级前的蒸汽状态点为A0(p0,t0)，排汽压力用pc表示。汽轮机总理想焓降为H。由于进汽机的节流损失和排汽机构的压力损失，故调节级喷嘴前的实际状态点为A0,而汽轮机末级动叶出口压力为pc。考虑了这两项损失之后，则总的理想焓降为Ht。,Hi为整机的有效焓降。多级汽轮机前一级的排,.,第二节,多级汽轮机的重热现象,一，重热现象,在hs图上，在过热区内，随着温度增加，等压线是呈扩散形；在湿蒸汽区，等压线是斜率为常数的直线。因此，在hs图上的两条等压线之间的距离（焓降）是随着熵的增加而增加的。这样一来，前一级的损失造成的熵增，能使后一级的理想焓降增加。即前一级的损失，加热了蒸汽本身，使后一级的进汽温度升高，即在后一级得到了利用这就是多级汽轮机的重热现象。4,.,nt,1th=1th，2th2th，3th3th，nthh,h,即,tiHt,Ht,=i1,hti=Ht+Ht=Ht1+,=,Ht,称为重热系数，用表示。则上式写成,Ht,值：n,二，重热系数1，重热系数如右图：整机理想焓降为Ht，Ht=ht1+ht2+ht3+htn,由于等压线是呈扩散形，所,以：,以上各式相加得：,ht1+ht2+ht3+htnht1+ht2+ht3+htn,n,是：Ht,有：i=1n也就上式之比hti=Ht(I+)i=1,5,.,h,i（,h,）=i（1+）Ht,2，整机效率与级效率根据上述推导，Ht表示各级理想焓降之和大于整机理想焓降。由于这部分热量的利用，使整机的内效率大于各级平均内效率。设各级内效率相等，shi=isht1hi=isht2，hin=ishtn相加得hi+hi+hin=is（ht1+ht2+htn）,j,i,nj=1,s,=,ti,ni=1,s,6,.,hi,而整机的内效率为：,=,=,=is(1+),j,iT=,is(1+)HtHt,nj=1Ht,HiHt,由于0，所以,通常，重热系数=0.030.08，其大小与下列因素有关：1)和级数有关，级数多，大；2)与各级内效率有关，级内效率低，则大；3)与蒸汽状态有关，过热区大，湿汽区小。*这里，决不能误认为越大越好。因为增大，是以增加损失为代价的，而重热只能回收损失其中的一小部分。大会使整机的内效率降低。,iTis，即整机的内效率大于各级平均内效率。,三，重热系数的计算：一般用经验公式计算重热系数,k=0.12；部分在过热7,其中，k修正系数，过热区k=0.2；湿汽区区，部分在湿汽区k=0.140.18。,Htz14.187z,=k(1ri),.,第四节多级汽轮机的损失汽轮机除了各级级内损失之外，还有进、排汽管道的节流损失，前后端轴封的漏汽损失，机械损失。,一，前后端轴封的漏汽损失和漏汽量计算,1，漏汽原因：,*,由于结构的要求，汽轮机大轴必须从汽缸内向外伸出并支持在轴承座上。这样，大轴和汽缸之间必须留有一定的间隙。,*,汽缸的高压端，缸内蒸汽压力大于大气压力，蒸汽必然要从间隙向外泄,漏。这样就减少了作功蒸汽量，降低了机组的经济性。,*,在机组的排汽端，缸内为真空运行，蒸汽压力低于大气压力，外界的空气,将通过间隙流入汽缸内，破坏真空，也会降低机组的经济性。8,.,9,2，减少漏汽的措施：,为了提高汽轮机的经济性，防止或减小这种漏进、漏出现象,的存在，因此，在汽轮机的两端漏气（汽）处装设汽封，以减,少漏气（汽）量。,装在汽轮机高压端的汽封称为前轴封，作用是为了减少高温高压蒸汽从汽缸内向外泄漏；装在汽轮机低压端的汽封称为后轴封，它的作用是为了防止外界空气漏向汽缸，保证汽缸内的真空度。对于多缸的大型汽轮机，每个缸的两端都有轴封，其作用要根据具体情况而定。,（一）齿形轴封的工作原理,1，齿形轴封的结构：,现代汽轮机中常见的轴封是齿形轴封，它是由许多固定在汽缸上的金属片,组成。其高低齿与轴或者轴套上的凸肩沟槽相错对应，使两者之间保持一较小,的间隙，以形成许多汽封齿隙。而两齿之间形成一个环形汽室，如图2-8所,示。,.,2，减少漏汽的途径：当漏汽通过轴封时，依次逐个通过这些齿,隙和环形汽室。通过轴封漏量按续程方程,AlCv,Gl=,来确定。为了减少漏汽量，可以通过：减少齿隙面积A、汽流速度C和增大比容V等办法来实现。但是：(1),比容是蒸汽流动状态来决定，不可任意改变。(2),而面积Al=dl(dl、分别为轴封直径、间隙）、轴封直径d是由大轴的强度确定。为了保证安全，间隙不能太小(一般=0.30.6mm)。太小，可能使大轴与轴封片摩擦，造成大轴弯曲，引起机组振动。(3),唯一可行的办法就是减小汽流速度C。汽流速度C取决于轴封齿两侧的压力差，所以减小轴封齿两侧的压力差是减少轴封漏汽量的主要措施。10,.,3.齿形轴封的工作原理：从左图可见到，蒸汽通过一环形齿隙时，由于通道面积减小，速度增加，压力从po降到p1。但是蒸汽进入两齿间的大空间时，容积,突然增大，速度大为减小。由于涡流和碰撞，蒸汽动能被消耗而转变成热量，使蒸汽焓值又回到原值，如左下图所示。即蒸汽通过轴封齿隙为一节流过程。其后，蒸汽每通过轴封一齿隙时，都重复这一过程，压力不断降低，直到降低轴封最后一齿后的压力为止。所以，轴封的作用是将一个较大的压差分割成若干个减小的压差，从而达到降低漏汽速度，减小漏汽量的作用。这就是齿形轴封的工作原理。,蒸汽每通过轴封一齿隙时，压力不断降低，容,积不断扩大，而流量是相同的。根据连续性方程，则流速是越来越大的，并在最后一齿大最大。如左图所示，ab曲线对应C/v=常数，称为芬诺曲线。,11,.,（二）轴封漏汽量计算：,为了计算轴封漏汽量，这里作两个假设：,1，蒸汽在轴封间隙中的流动和在简单的渐缩喷嘴中的流动相似；2，假定轴封各齿隙的面积都相同。,从轴封的工作原理可知，蒸汽在轴封间隙中的流动时，汽流速度是逐级增加的。现在又蒸汽在轴封间隙中的流动和在简单的渐缩喷嘴中的流动相似。所以，蒸汽在轴封间隙中的最大速度是临界速度，这一速度只可能在轴封最后一齿中达到。这样，蒸汽在轴封间隙中的流动可能产生两种情况：1，蒸汽在轴封各齿隙中的流动均小于临界速度；,2，蒸汽在轴封最后一齿隙中达到临界速度，而在以前各齿中其汽流速度均小于临界速度。,12,.,dl=,(d1+d2),齿间隙处的直径分别为d1、d2二者相差小，用平均半径,齿隙面积Al=dl。则通过轴封的漏汽量可用下式计算：,Gl=0.648Al,pz1,13,1，蒸汽在轴封最后一齿隙中流速低于临界速度时,若已知轴封前后蒸汽压力为,从上式可知，当轴封前后蒸汽压力确定后，增加轴封齿数，可减少漏汽量。,2，蒸汽在轴封最后一齿隙中流速达到临界速度时,根据上述公式分析，当蒸汽在轴封最后一齿隙中流速达到临界速度，而在,此之前的各齿中，汽流速度均小于临界速度的情况下，其漏汽量可用上式计,算：,p0、pz，轴封间隙为，轴封齿数为，高低,，则轴的p02pz2zlp0v0,12Gl=Al,Gl=Al,p02pz21(zl1)p0v0,而蒸汽在最后一齿隙中流速达到临界速度,其流量为临界流量，因此应按临界,流量公式进行计算，即,2p0v0,根据连续性，两种流量应相等。则轴封最后一齿隙中流速达到临界时，漏汽量为：,p0(zl+1.4)v0,Gl=Al,.,3，临界状态判别式,，则说明最后一齿未达到临界速度。当判别之后，分别计算其相应的漏汽,量。,当蒸汽在轴封最后一齿隙中流速达到临界速度时，则该齿前后压力比0.850.85pz0.85即当时，则说明最后一齿达到临界速度；反之，若0l,4，轴封漏汽量的流量系数在上述两种情况下的轴封漏汽量计算式中，没有考虑轴封结构的影响。所以，流过轴封的实际漏汽量，应该是在上述两种计算式中所计算漏汽量再乘以一个流量系数。即G=lGl不同结构的轴封，其流量系数可从图2-10中查得。*对于平齿齿封，其流量的计算，则要从图2-11中查取一个修正系数，用此系数乘以用上述方法计算而得到的轴封漏汽量，即G=kklGl14,.,图210、图211流量系数、修正系数,15,.,16,二，汽轮机进、排汽机构的压力损失,汽轮机必须有进汽机构和排汽管道。进汽机构由主汽阀、调节阀、导汽管和,蒸汽室组成。排汽机构是一个扩散形的排汽管所构成。蒸汽通过汽轮机进、排,汽机构时，由于摩擦和涡流的存在，会使压力降低，形成损失。,1，进汽机构中的压力损失,由于摩擦和涡流的存在，蒸汽通过汽轮机进汽管道就会有压力降低。这个压,汽流速度有关。通常，当阀门全开时，汽流速度为（4060）m/s，则在进汽,机构中由于节流所引起的压力损失为：,(2-),对于大型汽轮机（如国产200MW、300MW汽轮机），中压缸和低压缸之间有,低压导汽管道相连接，则低压导汽管道的压力损失为：,力降低不作功，是一种损失。而第一级喷嘴前的压力为p0，则p0=p0p0。,从图2-3(b)中可见，由于压力差p存在，使整机理想焓降从Ht降为Ht。蒸汽在进汽机构中的压力损失和管道长短、阀门型线、蒸汽室形状及,p0=p0p0=(0.030.05)p0,ps=psps=(0.020.03)ps(2-),.,图213考虑了进、排汽机构的压力损失的热力过程曲线,17,.,p=ppc=,pc,100,失，即,2、排汽管道的压力损失：乏汽从末级动叶排出，经排汽管到凝汽器或供热管道，蒸汽在其中流动时，因摩擦、涡流等原因，会造成压力损失，即排汽管道，则压力损失为p=pcpc。由于