汽轮机课程设计

1、第一部分 汽轮机课程设计任务及要求一、设计任务：1. 任选一组参数，分析并确定热力设计的基本参数，分析并选择汽轮机型式、配汽机构形式、通流部分形状及有关参数；2. 拟定汽轮机近似热力过程曲线和原则性热力系统，进行汽耗量、回热系统热平衡及热经济性的初步计算；3. 根据汽轮机运行特性、经济要求及结构强度等因素，比较和确定调节级的形式、比焓降、叶型及尺寸；4. 根据通流部分形状和回热抽汽点的要求，确定压力级的级数和排汽口数，并进行各级比焓降分配；5. 对各级进行热力计算，求出各级通流部分的几何尺寸、相对内效率和内功率，确定汽轮机实际的热力过程曲线；6. 根据各级热力计算结果，修正各回热抽汽点压力以符

2、合实际热力过程曲线的要求，修正回热系统热平衡计算结果；7. 根据需要修正汽轮机热力计算结果；8. 绘制通流部分及纵剖面图（手工或CAD绘制）。二、设计要求：1. 运行时有较高的经济性；2. 不同工况下工作时均有高的可靠性；3. 在满足经济性和可靠性的同时，还应考虑到汽轮机的结构紧凑，系统简单，布置合理，成本低廉，安装与维修方便，以及零件的通用化和系列等因素。第二部分选题以及参数题目：多级汽轮机热力过程设计基本参数：汽轮机额定功率（Pr, kW）：50000汽轮机设计功率（Pe, kW）：45000汽轮机初压（p0, Mpa）：8.9汽轮机初温（t0, 0C）：535汽轮机工作转速（n, r/m

3、in）：3000汽轮机排气压力（p/c, Mpa）：0.0049给水温度（tfw, 0C）：217冷却水温（tcl , 0C）：20凝汽器出口水温（tc , 0C）：31.5给水泵压头（pfp, Mpa）：13.73凝结水泵压头（pcp, Mpa）：1.33射汽抽气器汽耗量（Dej, t/h）：1.2射汽抽气器出口水温（tej, 0C）：38.68射汽抽气器比焓降（hej,kJ/kg）：558.3回热级数（Z, 级）：5第三部分 多级汽轮机设计一、 分析并选择汽轮机型式、配汽机构形式、通流部分形状及有关参数(一) 分析确定汽轮机设计的基本参数1. 汽轮机容量：额定功率Pr=50MW 设计功率P

4、e=45MW 2. 进汽参数：（1）新汽参数汽轮机初压P0=8.9Mpa 汽轮机初温t0=535（2）再热蒸汽参数再热温度tz=5353. 排汽压力汽轮机排气压力Pc=0.0049Mpa 冷却水温tc1= 204. 汽轮机转数汽轮机工作转速n=3000r/min5. 给水温度和回热级数给水温度tfw=217 回热级数Z=5级 6. 其他参数凝汽器出口水温tc=31.5给水泵压头Pfp=13.73MPa凝结水泵压头Pcp=1.33Mpa射汽抽气器汽耗量dej=1.22t/h射汽抽气器出口水温tej=38.68射汽抽气器比焓降hej=558.3kJ/k(二) 分析并选择汽轮机型式、配汽机构形式、通

5、流部分形状1. 汽轮机型号Pc和冷却温度tc1可知为：凝气式汽轮机。型号为N50-8.9/535/5352. 配汽机构汽轮机的配汽机构又称调节方式，与机组的运行要求密切相关。通常的喷嘴配汽、节流配汽、变压配汽以及旁通配汽四种方式。喷嘴配汽是国产汽轮机的主要配汽方式，由已知参数以及设计要求选用喷嘴配汽方式。 二、 拟定汽轮机近似热力过程曲线和原则性热力系统，进行汽耗量、回热系统热平衡及热经济性的初步计算给定了汽轮机容量、蒸汽参数、回热参数等基本数据后，就可以进行汽轮机总进气量的估算与会热系统热力平衡的计算，同时拟定汽轮机近似热力过程曲线。（一） 近似热力过程的拟定在h-s图上，由P0，t0课确定

6、汽轮机进汽状态点0并查的初比焓h0=3473KJ/Kg取进汽机构的节流损失P0=0.04*8.9=0.356MPa，得到调节级前压力P0=P0-P0=8.544Mpa，并确定调节级前蒸汽状态点1。过1点做等熵线向下交于Pz（排汽压力的等压线）线于2点，查的h2t=2062KJ/Kg，整机的理想比焓降（himac）=h0-h2t=3473-2062=1411KJ/Kg。估计汽轮机的相对内效率ri=85.5%，有效比焓降himac=（himac）*ri=1411*0.855=1206KJ/Kg排汽比焓hz=h0-himac=3473-1206=2267KJ/Kg在h-s图上得到排汽点z。用直线连接

7、1，z两点，在中间3点处沿等压线下移21-25KJ/Kg得3点，光滑的连接1，3，z点，得到该机设计工况下近视热力过程线，见图（1）：下图为25KMW机组的热力过程图，将以上数据改为计算所得数据则为本机组的热力过程图：（二） 估算汽轮机的进气量D0m（回热抽汽引起的进气量增大系数）=1.12m（机械效率）=0.99g（发电效率）=0.98D（蒸汽余量）=2.50t/h（D通常取D0的3%左右）考虑到还有其他的损失和估计的误差：D0=153*(1+13%)=173(t/h)（三） 确定抽汽压力下图为25KMW机组的热力过程图，将以上数据改为计算所得数据则为本机组的热力过程图：（四）该机采用大气式

8、除氧器，除氧器压力为0.118Mpa,对应的饱和水温度为ted=104.25。考虑到非调节抽汽随负荷的变化特点，为了维持所有工况下除氧器定压运行，供给除氧器的回热抽汽压力一般比除氧器的工作压力高0.2到0.3Mpa。根据给水温度tfw=217，可得H1高压加热器给水出口水温tw2=217,且除氧器的出口水温twd=104.25，根据等温升（等比焓升）分配原则的H2高压加热器的出口水温,取为160.625。同样的方法可选取各低压加热器的出后水温tw2（见表1）。根据各加热气的出口水温tw2及出口端差t，可得加热器疏水温度te=tw2+t。查的te对应的饱和压力pe_加热器的工作压力。考虑抽汽管压

9、损后可确定各级回热抽汽压力pe（见表一）。25MW凝气式汽轮机加热器汽水参数加热器号抽汽压力（MPa）抽汽比焓（KJ/Kg）抽汽管压损（%）加热器工作压力(MPa)饱和水温度（）饱和水比焓（KJ/Kg）出水端差（）出水出口水温（）给水出口比焓（）2.605312982.4126222952.785217929.20.7609295780.7045165.6697.65160.6675.60.1422703.4170.118104.25437.00104.25435.960.086261380.07993.15390.2390.15378.40.0292482.880.02766.37277.8

10、363.37266.1（五） 各级加热器回热抽气量计算1. H1高压加热器 其给水量为Dfw=D0-Dt+Dt1+dej=173.97(t/h) 式中：Dt 高压端轴封漏气量，取1t/h；Dt1漏入H2高压加热器的轴封漏气量，取0.77t/h；dej射汽抽汽器耗气量，0.5t/h。 该加热器的热平衡方程为de1*(he1-he1)*h=Dfw*（hw2-hw1） 式中：h加热器效率，一般取h=0.98（下同）。 该级回热器抽气量为 式中符号的意义和数值见表（1）和表（2）。高压加热器热平衡图见（1a）。2. H2高压加热器 其热平衡图见图（1b）。先不考虑漏入H2高压加热器的那部分轴封漏气量D

11、l1以及上级加热器H1流入本级加热器的输水量de1，则该级加热器的计算抽气量为: 考虑到上级加热器疏水流入H2高压加热器并放热可使本级回热抽汽减少的相当量为: 考虑前轴封一部分漏气量Dt1漏入本级加热器并放热可使本级加热器抽汽量减少的相当量为: 式中hl轴封漏气比焓值，相当于调节级前汽室中蒸汽比焓，hl=3473KJ/Kg. 本级高压加热器H2实际所需回热抽气量为：De2=De2-De1e-Dl1=17.315（t/h）3. Hd除氧器除氧器为混合式加热器，其热平衡图见1c，分别列出除氧器的热平衡方程式和质量平衡方程式： 将已知数据代入上述式中，整理得 除氧器的抽气量为： Ded=11.55（

12、t/h） 凝结水量为：Dcw=125.42（t/h）4. H3低压加热器 其热平衡图与H1的热平衡图相同。回热抽气量De3为：5. H4低压加热器 其凝结水进口水温tw1与凝汽器压力和流经抽汽冷却器的温升有关。当pc=pz=0.0045Mpa，凝汽器压力pc=0.0043MPa时，对应的凝结水饱和温度tc=31.8，比焓为hc=133.1KJ/Kg。 凝结水流经抽气器的温升tej可根据冷却器的热平衡式求得。其比焓升hej为 式中，hej=558.3KJ/Kg为抽汽冷却器中蒸汽比焓将，与抽气器耗气量同为已知数据。 水的比热容为cp=4.183kj/(kg*k) 所以tej=5.87/4.183=

13、1.2 H4低压加热器凝结水进口水温tw1=31.5+1=32.5，对应的比焓值hw1=132KJ/Kg。 H4的据算抽气量为= H3的疏水系统流入H4引起末级回热器减少的相当量为（六） 流经汽轮机各级组的蒸汽流量及其内功率的计算1. 调节级 D0=173t/h Pi0=D0*（h0-h2）/3.6=8265（KW）2. 第一组级 D1=D0-Dt=173-1=85(t/h) Pi1=D1*(h1-he1)/3.6=8217(KW)3. 第二组级 D2=D1-De1=172-20.65=151.35t/h Pi2=D2*(h2-he2)/3.6=7231(KW)4. 第三组级 D3=D-De2

14、=151.35-17.315=134(t/h) Pi3=D3*(he2-hed)/3.6=6402(KW)5. 第四组级 D4=D3-Ded=134-11.55=122.45(t/h) Pi4=D4*(hed-he3)/3.6=5849.6(KW)6. 第五组级 D5=D4-De3=122.45-6.46=116(t/h) Pi5=D5*(he3-he4)/3.6=5542(KW)7. 第六组级 D6=D5-De4=116-6.765=109.2(t/h) Pi6=D6*(he4-hz)/3.6=5217(KW)8. 整机的内功率 Pi=pi0+Pi1+Pi2+Pi3+Pi4+Pi5+Pi6=

15、46724（KW）（七） 计算汽轮机装置的经济性 机械损失: Pm=Pi*(1-m)=467.24(KW) 汽轮机轴端功率：Pa=Pi-Pm=46256（KW） 发电机功率： Pe=Pa*g=45331（KW） 符合设计工况Pe=45000KW的要求，说明原估计的蒸汽量是正确的。（如功率达不到要求这需要修正进气量并重新计算。） 汽耗率： d=D0*1000/Pe=173*1000/45331=3.816 Kg/（KW.h） 汽轮机装置的热耗率： q=d（h0-hfw）=9707 KJ/(KW.h) 汽轮机装置的绝对电效率：e1=3600/q=37.08% 计算结果如表（2）所示。50MW凝气式

16、汽轮机热平衡计算数据基本数据汽轮机初压MPa8.9射汽抽汽器汽耗量t/h1.2汽轮机初温535射汽抽汽器比焓降KJ/Kg558.3汽轮机初比焓KJ/Kg3473汽轮机总进汽量t/h173工作转速nr/min3000前轴封漏汽量t/h1冷却水温20流入凝汽器蒸汽量t/h125.42汽轮机背压MPa0.0049/0.0047凝汽器出口水温31.50抽汽冷却器出口水温32.5给水泵压头MPa13.73凝结水泵压头MPa1.33热平衡计算数据加热器加热抽汽抽汽压力MPa2.6050.76090.1420.0860.029抽汽比焓KJ/Kg312929572703.42629.62482.8加热器压力M

17、Pa2.41260.70450.1180.0790.027下饱和水温222165104.2593.1566.37下饱和水比焓KJ/Kg952.758697437.0390.2277.8凝结给水被加热的凝结水量t/h153.97153.97112.56112.56112.56加热器进口水温160.625104.2590.1563.3734.80加热器进口水比焓KJ/Kg675.62435.96378.4266.1146.0加热器出口端差55033出口水温21716010490.1563.37出口水比焓KJ/Kg929675435378266.1给水比焓增KJ/Kg25424057112.3120

18、.1抽汽量计算抽汽量t/h20.6518.7511.556.467.1前轴封回收相当量t/h2.37上级加热器疏水相当量t/h0.9650.334实际抽汽量t/h20.6517.31511.556.466.765汽轮机装置的热力特性数据排气比焓KJ/Kg2267机械损失Kw467.24等比熵排汽比焓KJ/Kg2062联轴器端功率Kw46256理想比焓降KJ/Kg1411发电机效率%97有效比焓降KJ/Kg1206发电机端功率Kw45331汽轮机内效率%85.5汽轮机总进汽量t/h173汽轮机内功率Kw46724汽耗率dKg/（kw*h）3.816不抽汽时汽耗率Kg/（kw*h）3.722给水温

19、度217给水比焓KJ/Kg929热耗率qKg/（kw*h）9707绝对电效率%37.08三、 根据汽轮机运行特性、经济要求及结构强度等因素，比较和确定调节级的形式、比焓降、叶型和尺寸（一） 调节级选型调节级选择单列级。（二） 调节级比焓降（三） 叶型和尺寸的选取 喷嘴和动叶叶片的型线选择是根据气流在出口处的马赫数确定。双列级尽量不要选取缩放喷嘴。为了有利于生产制造，降低成本，同一组级叶片应尽量选取相同的叶型。叶片的形式如图。1. 叶片宽度B和弦长b的选择 喷嘴和动叶叶片宽度Bn，Bb的选择必须满足叶片强度的要求。叶片宽度过大或过小将会造成材料的浪费或引起叶片的断裂。根据叶片制造工艺和通用性的要

20、求，通常一种叶型仅生产几档宽度供选择使用。所以需根据叶片强度的估算，选取某一档叶片宽度Bn，Bb以及安装角y，y。当叶片宽度与安装角确定之后，叶片弦长bn，bb就确定了。2. 相对节距t和叶片数z的确定 在选取喷嘴和动叶出口角口1，2时，还需选择相对节距tn和tb：tn=Tn/bn，tb=Tb/bb.一定的叶型对应有最佳的相对节距范围，所以在选择tn和tb时应在相应的最佳范围内选取。 叶栅的上述各项几何参数选定之后，即可根据平均直径dn和db确定喷嘴与动叶数:zn=dn*e*/tn,zb=*db/tb然后取整。从叶片强度考虑，通常叶片数为偶数。 根据取整后的叶片敬求出叶片节距tn和tb，然后在

21、1-y-tn，2-y-tb特性曲线上查得1，2。3. 汽流出口角1，2的选择 喷嘴与动叶汽流出口角1，2对叶栅的通流能力、作功大小及效率高低有较大的影响。决定叶栅出口角大小的最主要因素是相对节距和安装角。对应一定的相对节距和安装角，喷嘴与动叶有一确定的出口角，往往需要通过对叶片数及相对节距的试凑来满足1，2的要求。 进行级的热力设计时，根据级蒸汽容积流量的大小，通常可考虑在下列范围中选择出口角：双列级中，一般1= 13 到15度 ，其后备到叶栅的出口角选择可参考下列范围：2=t- (35) ，1=2- (5lO)，2=1-(78)。4. 喷嘴出口汽流速度及喷嘴损失 喷嘴中理想比焓降：hn=(1

22、-m) hs =129kj/kg 初速动能：hc0=c0*c0/2000 KJ/Kg假设进入喷嘴时气体的速度为0；那么hc0=0；式中: c0进入喷嘴的蒸汽初速m/s。 滞止理想比焓降： hn*=hn +hc0 KJ/Kg 喷嘴出口汽流理想速度： c1t=44.72* =508m/s 喷嘴出口汽流实际速度： 喷嘴损失：hn=(1-*)* hn*=2.56kj/kg 式中: 嘴速度系数。5. 喷嘴出口面积（1）、n>cr 喷嘴工作于亚音速区，采用渐缩喷嘴，喷嘴出口面积An为:（2）、0.4<n<cr喷嘴出口汽流速度大于音速，仍采用渐缩喷嘴，但汽流在喷嘴出口产生偏转，喷嘴出口面积

23、即喷嘴喉部面积通常采用下式计算： (3)、n<0.30.4喷嘴必须采用缩放形式，其出口面积与喉部面积的计算公式分别与上述两式相同。 因为喷嘴后的蒸汽为过热蒸汽，所以 设蒸汽在喷嘴中作等熵流动，通过可以查的喷嘴后的压力p1和v1t：p1=5.7672mpa v1t=0.05628 所以： 选用渐缩式的喷嘴；6. 喷嘴出口高度 根据喷嘴压力比和蒸汽窖积流量选择喷嘴型线、叶片宽度Bn、弦长bn、相对节距tn、叶片数z，、喷嘴出口角1，可计算出喷嘴出口叶片高度ln：或当部分进汽度e<l时，需确定最有利叶片高度，通常采用作图法：设若干个叶片高度由上式计算出相应的部分进汽度e，然后分别计算出叶

24、高损失ht和部分进汽损失he，按比例同画在以ln为横坐标的图上，两条损失曲线之交点所对应的叶高即为最有利叶片高度，见图（3）。也可采用数学中求导的方法求得最有利叶片高度。7. 动叶进出口速度及能量损失 动叶中理想比焓降： hb=m*ht =43kj/kg动叶进口汽流速度和方向：tg1=c1*sin（1）/（c1*cos（1）-u）=0.4269 w1=C1*sin（1）/sin（1）=313.9m/shw1=w12/2=49.266kj/kg 动叶滞止比焓降： hb0=hb+hw1 = 43+49.266=92.266kj/kg动叶出口汽流实际速度： w2t=，w2=*w2t，由m和w2t查图

25、得到 动叶出口绝对速度（即余速）之方向与大小：=231m/s2=arctgw2*sin2/（w2* cos2-u）=32.94°动叶进出口汽流速度也可通过速度三角形作图求出图（4）。8. 动叶出口面积动叶一般采用渐缩通道，其通道出口面积Ab的计算方法与喷嘴相同。动叶后的参数：p=4.6188mpa Vt=0.067279. 动叶高度Ib根据动叶压力比b=p2/p1*，选择动叶型线，叶片宽度Bn,弦长bb、相对节距tb，确定动叶个数zb和节距tn，然后选择就可计算出动叶出口高度lb；当容积流量不大时，一般认为动叶进出口高度相等即lb=lb此时往往通过确定动叶进口高度来确定动叶出口高度，

26、然后由上式计算出动叶出口角2。动叶进口高度lb通常通过喷嘴出口高度确定，即 Lb=ln+=19+2.5=21.5mm式中动叶盖度，=f0+r,f为叶顶盖度，Ar为叶根盖度，根据经验可取。当容积流量较大时lb较lb大得多，只能将动叶顶部与根部设计成倾斜形。此时要求倾斜角v12 15。调节级级叶栅几何参数名称符号单位喷嘴第一列动叶导叶第二列动叶叶片型线30TC-238Tp-132Tp-3A38Tp-5A20叶片高度lMm1921.52832弦长bMm49.5638.4632.50538.896节距tMm30.923.7519.6122.86叶片数z12219266158相对节距0.6240.618

27、0.60350.588安装角39818079出口角14.518.224.835出口角正弦0.250.3120.42.573面积比A/11.492.353.64四、 汽轮机压力级比焓降的分配和比焓降的确定（一） 蒸汽通道的合理形状 汽轮机为冲动是汽轮机，采用根部直径相等的蒸汽通道形状。这种通道形状最宜被整锻转子采用。其各级的平均直径是逐渐增加的。国产高参数汽轮机的高压转于及大功率中间再热汽轮机的中压转于都是等根径的。背压式汽轮机由于排汽压力较高，容积流量变化较小，其通道形状通常也设计成等根径的。（二） 各级平均直径的确定 压力级中比焓降分配的主要依据是各级要有合适的速度比x。， 同时使通道形状光

28、滑变化以达到较高的内效率。所以首先要考虑各级直径选取。各级直径的选择既要考虑通道光滑性，还要考虑通用性。其中第一压力级平均直径影响最大。1. 第一压力级平均直径的估取 第一压力级的平均直径可以根据调节级和末级的平均直径适当估取。由于调节级的部分进汽度在工况变动时是变化的，与第一压力缀的进汽度不同，因此两级直径是不相同的，一般两级平均直径之差不小于50-lOOmm。对单缸汽轮机来说，首末两级平均宜径之比不小于0.460.6。所以当末级为通用叶型级时，第一压力级的平均直径就可根据末级直径估取。 第一压力级平均直径的估取：d1=900+50=950mm 第一压力级的平均直径也可按下式估算： 上式可根

29、据喷嘴的流量方程、速度与速度比关系推导得式中 G通过第一压力级的蒸汽流量，kg/s；n汽轮机转速，rmin； Xa第一压力级速度比； ln第一压力级喷嘴高度，估取时ln>0.012 -0.02m；m第一压力级平均反动度； un喷嘴流量系数，过热区通常取0.97； e第一压力级部分进汽度，尽量使e=l，需与叶高ln相应估取； a1第一压力级喷嘴出口角； v1第一压力级喷嘴出口汽流理想比容，m3/kg。2. 凝汽式汽轮机末级直径的估取末级的平均直径：dm2=1300/0.6=2166mm当末级不为通用级时，最后一级的平均直径可用下式估算： 式中 Gc通过末级的蒸汽流量，kg/s； a1末级动

30、叶出汽角，一般取a2=90度；末级余速损失系数，htmax=hc2z kj/kg，一般=O.Ol50.025； v2末级动叶排汽比容，m3 /kg;末级径高比，=dm*dm/(lb*lb)对于小功率汽轮机尽量使>812，以避免采用扭 叶片，大容量汽轮机可取较小值，但一般>2.53。3. 确定压力级平均直径的变化 根据前述的蒸汽通道形状，确定压力级平均直径的变化规律。通常采用作 法，现介绍如下在横坐标上任取长度为a的线段BD(一般a=25cm)。用以表示第一压力级至末级动叶中心之轴向距离。在BD两端分别按比例画出第一压力级与末级的平均直径值，如图（4）中的AB与CD （一般AB=dm

31、1/10，CD=dm2/10），根据所选择的通道形状，用光滑曲线将A、C两点连接起来AC曲线即为压力级各级直径的变化规律。（三） 级数的确定及比焙降的分配1. 级数的确定（1）、压力级平均直径dm， 在图（4）上将BD线段分为m等分，如图中l、2、(m -l)点（大、中型汽轮机m>5），从图中量出各段长度，求出平均直径为： dm=1571mm （2）、压力级平均理想比焓降ht每级的理想比焓降可由下式确定=12.337*13=160kj/kg （3）、级数的确定压力级组的级数可由下式求得：Z=(1+)* ht p/ ht=6.7式中 ht(p)-压力级的理想比焓降 ，为重热系数，本机=0.

32、05 ，将Z取整。因为采用的是五级回热抽气，所以压力级级数取6级；2. 比焓降的分配1) 各级平均直径的求取求得压力级级数后，再将图（3）中线段BD重新分为(z1)等分，在原拟定的平均直径变化曲线AC上求出各级的平均直径。2) 各级比焓降分配 根据求出的各级平均直径，选取相应的速度比，根据式(2-9)求出各级的理想比焓降。为了便于比较与修正，常常将上述参数列成表.3) 各级比焓降的修正在拟定的热力过程曲线上遂级作出各级理想比焓降ht,当最后一级的背压Pz2与排汽压力Pc（即pz）不能重合时，必须对分配的比焓降进行修正。图中h为PZ2与Pc以两压力差间的理想比焓降，根据其大小分为若干份，分配给若

33、干级（部分级或全部级）。将经过修正后的各级比焓降h，分配在拟定的热力过程曲线上，并找出相应的各级回热抽汽压力。将此抽汽压力与回热系统计算所得的抽汽点压力相比较，看是否相等。一般两者很难完全哟合，需进行适当调正。调正时应注意如下几点：第一，除氧器的抽汽压力应大于其额定值，以免负荷变小时不能保证除氧；第二，除氧器前一级抽汽压力不可过高，否则容易引起给水在除氧器内的自沸腾；第三，满足给水温度要求。 调整好抽汽压力后，还需对回热系统重新计算，以便最后确定各级通过汽轮机各级组的蒸汽量五、 汽轮机级的热力计算（一） 反动度与损失系数的选择1. 反动度m 压力级选择为反动级：m=0.52. 速度系数和 喷嘴

34、的速度系数和动叶的速度系数之值主要与叶片高度、叶型、压力比、进出口角及粗糙度等因素有关，还与反动度有很大关系。一般= 0.920.98，=0.850.95。由于影响因素复杂，往往通过试验确定。3. 流量系数n和b 喷嘴和动叶的流量系数n，b与蒸汽性质、比容、汽流在流道内的损失及流道进、出口角等因素有关，其大小一般通过试验获得。4. 余速利用系数0和2 上级余速动能可被下一级利用的条件是：相邻两级的部分进汽度相同，平均直径变化不大，轴向间隙较小。此时上级余速动能可被下级完全利用，即0（2）=l。 当相邻两级的部分进汽度不同或平均直径有突变时，上级余速动能不能被下级利用，即=0（2）0。 当相邻两

35、级部分进汽度相等，平均直径无突变，但在级间有抽汽或旁通调节阀时，余速利用系数通常小于l，可取0（2）=0.7。在工程计算中为简单起见，往往将这种情况下的余速利用系数0（2）取为l。（二） 第一压力级的热力计算 1、一级的计算结果可以得到本级的入口蒸汽参数:p0=4.6188mpa,h0=3273.2kj/kg2、压力级的喷嘴的选择：叶型编号：Tc-3A，相对节距，进气角出气角进气量D1=172t/h3、压力级采用反动级，喷嘴里的比焓降喷嘴的入口气流动能:E0=0.5*=26.68kj/kg喷嘴出口速度为：Vct=取喷嘴的出口速度系数为则喷嘴的实际出口速度Vc1t=474*0.92=436m/s

36、通过焓熵图可以查找到V1t=0.0946P=2.96mpa,t=362.25An=而ln=因为ln应该不小于12-15mm，所以去ln=15mm，则动叶高度：lb=ln+=17mm求动叶进口气流相对速度w1和进气角。计算动叶前的滞止压力：由可以得出：P0=3.5818mpa t0=389.673V=0.08261计算动叶前的理想比焓降：hb=动叶滞止理想比焓降动叶出口理想速度w2t=动叶出口实际气流速度：W2=动叶损失确定动叶叶后参数：H2=h1-hb-焓熵图可得：p2=2.378mpaV2=0.1139S=6.77229kj/(kg*k)动叶出口面积：Ab= 动叶出气角的计算：确定动叶出口绝

37、对速度c2和方向角C2=余速损失：计算轮周有效比焓降其中级的理想能量：E0=Wu=轮周效率：叶高损失的计算：轮周有效比焓降：计算轮周效率（考虑摩擦）计算叶轮摩擦损失：扇形损失：隔板漏气损失：（选择：dp=590mm,）动叶顶部漏气损失：kj/kg级内各损失之和：级的有效比焓降：计算级内效率：计算级内功率：Pis=G*hi=5064kw调节级和第一压力级热力计算数据表序号名称符号单位喷嘴第一列动叶第二个喷嘴第二列动叶1蒸汽流量GKg/s1721722级前压力MPa8.5444.6183级前蒸汽比焓KJ/Kg347332734级前蒸汽比容0.03942550.067275级平均直径mm900900

38、6级后压力MPa4.61882.3787级理想比焓降KJ/Kg2052058级假象速度m/s5083459圆周速度um/s14114910速度比0.290.4311部分进汽度e0.4112进口蒸汽压力MPa8.5445.7624.61882.9613进口蒸汽温度535468.241431362.2514进口蒸汽比焓KJ/Kg347333443273314415叶栅进汽角20.327.3348.0716进口气流初速m/s049223147417初速动能KJ/Kg049.26626.6112.318反动度%25505019叶栅理想比焓降KJ/Kg15352102.5102.520叶栅后理想比焓KJ

39、/Kg307330213144304421滞止理想比焓降KJ/Kg112.492.66129.1133.122叶栅前滞止压力MPa8.5445.76724.61883.581823叶栅前滞止比容0.03942550.053240.067270.0826124叶栅后压力MPa5.7624.61882.962.37825叶栅后比容0.053240.067270.09460.113926叶栅压力比0.5460.8010.77650.776127出口汽流理想速度m/s492.723147451528速度系数0.920.920.920.9229出口汽流实际速度m/s45340243647330流量系数0

40、.9731出口面积62.6147.910611232叶栅损失KJ/Kg1322.4510.412.7233排气速度m/s34534余速方向18.535余速损失KJ/Kg59.536轮周有效比焓降KJ/Kg112.937轮周效率%72.338单位蒸汽轮周功KJ/Kg113.539轮周效率%72.340相对误差%0.54（<1%）41叶高损失KJ/Kg0.94442轮周有效比焓降KJ/Kg111.95643轮周效率%71.3144扇形损失KJ/Kg1.9745叶轮摩擦损失KJ/Kg1.1746漏汽损失KJ/Kg11.447级有效比焓降KJ/Kg10648级效率%67.549内功率Kw5064

41、六、 汽轮机漏气量的计算及整机校核（一） 阀杆漏汽量计算1. 计算公式阀杆靖汽量Dv常按下式进行计算： t/h式中 p0阀杆每一分段前蒸汽压力，Mpa； V0阀杆每一分段前蒸汽比容，m3/kg； Av1调杆间隙面积，cm2； uv词秆漏汽流量系数； dei杆直径，cm；r调杆周围径向间隙，通常取(0.0040.005)dei，cm。2. 阀杆漏汽流量系数的确定阀杆漏汽流量系数旷与闽杆分段前后压力比及蒸汽流动状况层流或紊流有关。一般可按下面步骤确定：1) 确定R*，R*的汁算公式为式中 0蒸汽的动力粘度，Pa.s。可根据Po ，to查水和水蒸气热力性质图表得出。2) 查紊流流量系ru先计算系数（

42、l为每一分段长度）然后图；3) 确定流量系数uv当ruRe*<l时，说明阁杆间隙中漏汽流动层流状态，则uv=ula,ula可根据K2=lr(Re*)查附图得到；当ruRe*<l时，uv=ru一般用上述方法计算阀杆漏汽时不考虑光杆或车槽阀杆的影响。（二） 轴封漏汽量计算1. 轴封系统 汽轮机前后轴封加上与之相连的管道及附属设备，称为汽轮机的轴封系统。合理的轴封系统应在确定汽封结构的情况下，恰当地安排齿数，台理地选择轴封各段腔室的压力，尽量简化系统，减少漏汽量，并设法回收漏汽以提高机组效率。常用的轴封系统有闭式与开式两种。闭式系统较为复杂，但漏汽封闭在系统中，利于安全、经济运行。其特点为：1) 回收泄漏蒸汽。高中压汽缸中漏出的蒸汽与相当压力的回热抽汽接通，其