汽轮机原理新.ppt

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1、汽轮机原理,绪论,汽轮机是一种以蒸气为工质，并将热能转变为机械功的旋转机械，是现代火力发电厂应用最广泛的原动机。 汽轮机具有单机功率大、效率高、运转平稳和使用寿命长等优点，无论在常规的火力发电厂还是在核电站中，都采用以汽轮机为原动机的汽轮发电组。 汽轮机的排气和中间抽气可用以满足生产和生活上的供热需要，这种既供电又供热的供热式汽轮机，具有较高的热经济性。,由于电能日益广泛地应用，电气化的程度已成为国民经济现代化的重要标志之一。电力工业为国民经济的各个领域和部门提供电能，它的发展直接影响着工、农业建设的速度。 1.汽轮机的发展 1883年瑞典工程师拉伐尔创造出第一台轴流式汽轮机，这是一台3.7k

2、W的单级冲动式汽轮机，转速高达260000r/min，相应的轮周速度为475m/s。 1884年-1894年，英国工程师巴森斯相继创造出了轴流式多级反动式汽轮机、辐流式汽轮机、背压式汽轮机。,1900年前后，美国工程师寇蒂斯创造出复速级单级汽轮机。 与此同时，法国工程师拉透和瑞士工程师崔利分别在拉伐尔单级汽轮机的基础上应用了分级原理，制造出多级冲动式汽轮机。 这样，在前后的十几年里基本形成了汽轮机的两种基本类型。即多级冲动式汽轮机和多级反动式汽轮机。 本世纪40年代以后，尤其是近20年来，汽轮机的发展特别迅速。单机功率越来越大，可减少单位功率的材料消耗和制造工时。,2.制造汽轮机的企业 当今世

3、界上，汽轮机的主要制造企业有： （1）美国的通用电气公司（General Electrico Co，简称GE），生产冲动式汽轮机，年生产能力约为20000MW，占美国生产汽轮机总容量的2/3，是世界上最大的汽轮机制造企业。 （2）美国的西屋电气公司（Westing House Electrico Co，简称WH）,生产反动式汽轮机，年生产能力为10000MW。,（3）瑞士勃朗-鲍维利公司是一家国际公司，生产反动式汽轮机，产品主要销往国际市场，年生产能力10000MW左右。 （4）法国阿尔斯通-大西洋公司，既生产冲动式也生产反动式汽轮机，垄断法国大型发电设备的生产，年生产能力可达100000MW

4、 （5）俄罗斯的列宁格勒金属工厂，是俄国生产汽轮机的最大工厂，主要生产200-1200MW凝气式汽轮机。 （6）日本主要有日立株式会社，三菱等,我国自1955年制造第一台中压6MW汽轮机以来，在以后的30几年里，已经走完了从中压机组到亚临界600MW机组的全部过程，特别是近十几年内，发展较快。这预示着我国将制造出更大功率等级的汽轮机，逐步赶上世界先进水平。 我国生成汽轮机的主要工厂有哈尔滨汽轮机厂、上海汽轮机厂和东方汽轮机厂。除了这个三个大型工厂外，还有北京重型电机厂、青岛汽轮机厂和武汉汽轮机厂等中小型汽轮机厂。,3.汽轮机的主要技术发展 现代电能生产是高速集中的规模极大的工业性生产，并且电厂

5、容量和单机容量在逐渐增大，目前运行中最大机组容量已达1300MW。 这几十年中汽轮机主要的技术发展有以下几个方面： （1）采用大容量机组 由于大容量机组的电厂经济性高、单机功率机组成本低以及安装工期短等原因，现代电厂都采用目前可能生产的最大容量机组。,但是，增加汽轮机容量会受到材料的允许强度和电力系统容量的限制。 （2）提高蒸汽初参数 火力发电厂的热效率随主蒸汽压力和温度的上升而提高，也可以说，火力发电厂的效率是随耐高温金属材料的水平而提高的。 如美国和日本等国的机组由于采用初压16-24.5MPa、初温535-565的主蒸汽参数后，热效率可达38-40。,（3）采用联合循环系统提高效率 为了

6、减少传热温差损失，提高循环上限温度，随着高温金属材料的开发和燃气轮机效率的提高，采用燃气/蒸汽联合循环，以提高火力发电的效率，已受到各国重视。 （4）提高机组运行的水平 电站和机组的容量增大、参数提高必然使其零部件增多、尺寸增大、热应力相应变化增大，因此也相应增加事故因素。使其安全可靠性降低。为提高机组的运行、维护和检修水平，需安装电子检测设备。,1904年的轮式汽轮机,1918年的“P”系列的汽轮机,600MW空冷汽轮机,600MW超临界汽轮机,650MW核电汽轮机,冲动式汽轮机,反动式汽轮机,凝汽式汽轮机,多级背压式汽轮机,背压式汽轮机,抽汽背压式汽轮机,第一章 汽轮机级的工作原理,第一节

7、 概述,汽轮机级是由喷嘴叶栅与其它相配的动叶栅所组成，它是汽轮机做功的基本单元，汽轮机可由单级或若干级串联组合而成。 具有一定温度和压力的蒸汽通过汽轮机级时，首先在喷嘴叶栅中将蒸汽所具有的热能转变成动能，然后在动叶栅中将其动能转变为机械能，完成汽轮机利用蒸汽做功的任务。,蒸汽的动能转变为机械能，主要是利用蒸汽通过动叶栅时，发生动量变化对该叶栅产生冲力使动叶栅转动而获得的。 这种作用力可分为冲动力和反动力两种,当气流在动叶气道内不膨胀加速，而只随气道形状改变其流动方向时，气流改变流动方向对气道产生的离心力，叫做冲动力。这时蒸汽所做的机械功等于它在动叶栅中动能的变化量，这种级叫做冲动级，如图1-1

8、所示。,蒸汽在动叶气道内随气道改变流动方向的同时仍继续膨胀、加速，即气流不仅改变方向，而且因膨胀使其速度也有较大增加；加速的气流流出气道时，对动叶栅将施加一个与气流流出方向相反的反作用力，这个作用力叫反动力。依靠推动的级叫做反动级。如图1-2所示。,一般来讲，蒸汽在动叶栅上既施加冲动力又在动叶栅中继续膨胀，对动叶柵产生一个反作用力。,为了说明汽轮机级中反动力所占的比例，即蒸汽在动叶栅中膨胀程度的大小，常用级的反动度 表示， 它等于蒸汽在动叶栅中膨胀时的理想比焓降 和整个级的滞止理想比焓降 之比（滞止状态：点0*表示汽流在喷嘴前的滞止状态，即假设喷嘴进口初速度为零的状态），即,称为平均反动度。,

9、根据蒸汽在汽轮机级的通流部分中的流动方向，汽轮机可分为轴流式和辐流式两种。电站用汽轮机绝大多数才用轴流式级，若按照轴流式级分为冲动级和反动级两种。,一、冲动级,冲动级有三种不同形式。,1.纯冲动级 反动度 =0的级称为冲动级，它的特点是蒸汽只在喷嘴叶栅中膨胀，在动叶栅中不膨胀而只改变其流动方向。 因此动叶栅进出口压力相等，即 = 、 、 。 纯冲动级的作功能力较大，效率较低。一般蒸汽离开动叶栅时仍具有一定的速度 ，由于其动能 未被利用，故汽轮机级的一项损失，称为余速损失，余速损失是汽轮机级的一项主要损失。,2.带反动度的冲动级 为了提高汽轮机级的效率，冲动级也具有一定的反动度，通常取 =0.0

10、50.20，这时蒸汽的膨胀大部分在喷嘴叶栅中进行，只有一小部分在动叶栅中继续膨胀。 因此， , 。它具有冲动级做功能力大和反动级效率高的特点，所以得到广泛应用。,3.复速级 复速级是由喷嘴静叶栅、装与同一叶轮上的两列动叶栅和第一列动叶栅后的固定不动的导向叶栅所组成。 从第一列动叶栅通道中流出的气流，其流速还相当大，为了利用这部分动能，在第一列动叶栅之后装上一列导向叶栅以改变气流的方向，使之顺利进入第二列动叶栅通道继续做功。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。,复速级示意图,二、反动级 通常把反动度 =0.5的级称为反动级。蒸汽在反动级中的膨胀一半在喷嘴叶栅中进行，另一半在动叶

11、栅中进行，即 ， 。,对于反动级来说，蒸汽在静叶和动叶通道的膨胀程度相同，即是反动级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。,三、级的工作过程:如图所示。,汽轮机级的工作过程,1喷嘴； 2动叶片； 3隔板； 4叶轮； 5轴,第二节 汽轮机的工作过程,一、基本方程式,蒸汽在叶栅通道中流动具有实际流体的三元流动性质，各点的流动参数受到外界有规律的扰动的影响，所以，实际上它是有粘性、非连续和非定常的三元流动。但为了分析方便，略去了蒸汽的粘性，并做出以下假设： （1）蒸汽在叶栅通道中的流动是稳定流动，即流动过程中，任何一点的蒸汽参数均不随时间变化。,（2）蒸汽在叶栅通道中

12、的流动是一元流动，即在叶栅中气流参数只沿流动方向变化，而在其垂直截面上是不变的。 （3）蒸汽在叶栅通道中的流动是绝热流动，即在叶栅中蒸汽与外界没有热交换。由于蒸汽流过叶栅的时间极短，且叶栅一般是成组布置的，各个叶片中蒸汽参数是相同的，彼此之间没有热交换是可以实现的。 在汽轮机级的热力计算中所用到的可压缩流体的一元流动基本方程是：,1.连续方程式 对于稳定流动来说，单位时间内流过流管的各截面的蒸汽量是相等的。与可压缩性流体一样，蒸汽的稳定流动连续方程式为：,式中 蒸汽的质量流量（kg/s）； 管道内任一横截面积（）； 垂直与截面A的蒸汽速度（m/s）； 截面A上的蒸汽密度（kg/m）。,连续方程

13、式也可用微分形式表示为,2.运动方程式 运动方程式是作用于气流上的力和蒸汽流动速度变化之间的关系式。 如图1-6所示，在气流中沿流动方向任意截取一个微段，若不计该微段上的重力作用，则作于这个微段上的压力、阻力和气流运动的加速度之间的关系，可根据牛顿第二定律写成：,式中 微段的截面积（） 作用于截面A上的压力（Pa） 作用于微段上的摩擦阻力（N） 微段的流动速度（m/s）,将上式展开、简化并略去二阶微量后得,令 ，并将其代入上式得,式中， 是作用在单位质量气流上的摩擦阻力，若流动是无损失的等熵流动，即 ，则一元稳定无损失的动量方程为,3.能量方程 对于稳定绝热流动，气流进入系统的能量必须等于离开

14、系统的能量。若在流动系统中忽略摩擦力作功和势能因素，则系统的能量方程式可写为,式中 蒸汽进入和流出系统的焓值（J/kg） 蒸汽进入和流出系统的速度（m/s） 蒸汽通过系统时从外界吸收的热量(J/kg) 蒸汽通过系统时对外界所作的机械功(J/kg),4.状态方程式 在计算任何气体问题时，都必须知道该气体的状态。理想气体的状态方程式,式中 绝对压力（Pa） 气体密度（kg/m） 热力学温度（K） 蒸汽气体常数，,在进行热力计算时，也可以近似地把蒸汽看做理想气体 ，则其状态方程式，如蒸汽等熵膨胀过程方程式可写成,式中，K为绝热指数，它随气体常数尺值的变化而变。对于过热蒸汽，K=1.3；对于湿蒸汽K=

15、1.035+0.1x（其中x是膨胀过程初状态的蒸汽干度）,5.音速 气体的另一个重要特性是压力波传播速度，也就是音速。根据小压力扰动理论，音速a可以表示为,若引用等熵过程方程式的微分形式，则,音速表示可压缩气流在当地的压力于密度变化之间的关系，它标志着工质可压缩性的大小，是流体的一个状态参数。 流体的速度c与音速a的比值叫做马赫数M，它是气流流动状态的另一个重要指标，即,当M=1时，即流体速度等于当地的音速，这时的蒸汽状态称为临界状态，气流速度称为临界速度 临界状态下的所有参数都称为临界参数，如 等。,二、蒸汽在喷嘴中的膨胀过程 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

16、。喷嘴是固定不动的，蒸汽流过时，不对外作功，w=0；同时与外界无热交互，q=0。则根据能量方程式，则 若蒸汽在喷嘴中的流动为等熵过程，则,将h值代入上式得 上式就是蒸汽在喷嘴汽道中热能和动能的转换公式，该式在汽轮机计算中应用较多。,1喷嘴中的汽流速度计算 (1)喷嘴出口的汽流理想速度 当喷嘴前的蒸汽参数 、 及初速 为已知，且蒸汽按等熵过程膨胀(如图17中01线所示)时，则喷嘴出口汽流理想速度 为 式中 喷嘴出口的气流理想速度（m/s） 蒸汽等熵膨胀的终焓(J/Kg) 喷嘴的理想焓降(J/Kg).,为了便于计算分析，将汽流等熵地滞止到初速零的假想状态0*点，此时蒸汽参数称为滞止参数。于是 由此

17、可得喷嘴出口汽流理想速度 或,由此可见，当蒸汽初参数为一定时，随着汽流压力 和焓值 的降低，汽流速度增加，其热能相应减小且转变为动能，温度亦随蒸汽膨胀而降低。 如果汽流绝对温度可以降低到零度，它的热能将全部转换为动能，汽流也将达到最大速度，随温度而变化的音速亦将为零。同理，在汽流的滞止状态下，汽流速度为零时温度最高，因而相应状态下的音速也最高。随着汽流速度的增加，温度下降，音速也相应地随之下降。 压力、焓降、汽流截面、汽流流速和当地音速等的变化关系。这个关系于图1-8所示,(2)喷嘴中汽流的临界状态 蒸汽在喷嘴中膨胀加速的过程中，由于汽流速度逐渐增加，音速逐渐降低，因此就一定会出现在某一截面上

18、汽流速度等于当地音速的临界状态，即M=1。于是，汽流的临界速度Ccr.可如下求得。 首先将式(1-16)改写为 将 代如得,式中 、 、 、 喷嘴任一截面的气压、密度、气流速度 、和当地音速。 当 时，上式变为 即 由上式可见，对于某一气流，当喷嘴前蒸汽滞止参数 和 确定后，则其临界速度 也可以确定。,同时，由临界速度表达式可得 若气流为等熵流动过程，即有 则临界压力比可表示为,由此可见，临界压力比只与蒸汽性质或等熵过程指数k有关。对过热蒸汽，k=1.3；对过饱和蒸汽k=1. 135，则 (3)喷嘴出口的汽流实际速度 在喷嘴中实际流动的蒸汽是有粘性的实际气体，所以在汽流中会产生各种损失，使汽流

19、所获得的动能减小，从而喷嘴出口的实际汽流速度c1比理想速度c1t要小。 要精确计算喷嘴中的各项损失是比较困难的， 一般用喷嘴的速度系数 来求c1(通常取 =0.97)。,蒸汽在喷嘴通道中流动时，动能的损失称为喷嘴损失，用 表示 喷嘴损失与喷嘴理想焓降之比称为喷嘴能量损失系数，用 表示,影响速度系数 中的因素很多，其与喷嘴高度、叶型、汽道形状、表面粗糙度和前后压力等因素有关，其中与喷嘴高度Ln。关系最为密切。 图1-10是根据试验结果绘制的渐缩喷嘴速度系数 中随喷嘴高度Ln的变化曲线。,2喷嘴截面积的变化规律 由图1-8可知，当蒸汽流速小于临界速度时， 喷嘴截面减小则流速增加，压力下降；但当流速

20、大 于临界速度后，喷嘴截面将随蒸汽流速增加而增 大；在临界状态下，出现了喷嘴的最小截面积。 喷嘴截面变化与喷嘴汽流速度变化之间的关系 如下,(1)当汽流速度小于音速，即Ml时，即汽流为超音速流时，因为M2- 10，所以汽道横断面积的变化同汽流速度变化具有相同的符号，所以与亚音速汽流相反，超音速汽流的汽道横断面积应随汽流加速而逐渐增大，这样的喷嘴称为渐扩喷嘴。,(3)当M=1时，即汽流速度等于当地音速，此时汽道横断面积的变化等于零，即dA=O，喷嘴的横断面积应达最小值，或者说临界速度发生在喷嘴汽道最小断面处，这个断面称为临界断面或喉部。 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

21、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，也称为拉伐尔喷嘴。 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，流过喷嘴的质量流量在最小截面处达到最大值。,3喷嘴流量计算 (1)喷嘴的理想流量 对于具有一定出口面积A。的渐缩喷嘴，汽流的理想速度为c1t，密度为1t，则通过喷嘴的理想流量Gt为 若蒸汽在喷嘴中为等熵膨胀，则 将c1t代入Gt中,或 式中 喷嘴后压力与喷嘴前滞止压力之比，,流过喷嘴的最大流量的条件是满足极值，此时： 由此可知，当 等于临界压力比 时，流过喷嘴的流量达到最大值，称为临界流量GCr。,式中 仅与蒸汽性质有

22、关，对于过热蒸汽（k=1.3），=0.667；饱和蒸汽（k=1.135），=0.635. 图1-11为流量渐缩喷嘴的流量与喷嘴的前后压力比之间的关系曲线图。,(2)流过喷嘴的实际流量 在实际的流动过程中，汽流具有一定的损失，于是流过喷嘴的实际流量G与理想流量Gt的关系可表达如下： 式中， 为喷嘴的流量系数，就是喷嘴的实际流量与理想流量之比。 对于过热蒸汽， =0.97；对于饱和蒸汽，取 =1.02。,考虑了流量系数之后，通过喷嘴的实际流量为 由于以上两式求得的临界流量近似相等，所以实际使用时，无论是过热蒸汽还是饱和蒸汽都采用下式计算,(3)彭台门系数 应用上述公式计算通过喷嘴出口流量，不论是渐

23、缩喷嘴还是缩放喷嘴，都必须先判别喷嘴中汽流是在亚音速流动还是在超音速流动，即判别喷嘴是否在临界流量下工作。 为了使计算方便起见，引用了彭台门系数，即流量比的概念。 对于亚临界流动，1，对于临界和超临界流动 =l。,4.蒸汽在喷嘴斜切部分中的膨胀 气流从喷嘴流出时，由于结构上的限制，与圆周速度方向u成一定夹角 ，于是形成了喷嘴饿斜切部分（图1-14中的ABC部分）,实际喷嘴由两部分所组成：一部分是渐缩部分ABEF，AB为最小截面处。另一部分为斜切部分ABC由于斜切部分的存在，它将给汽流产生影响。 (1)当喷嘴出口断面上的压力比大于或等于临界压力比时，AB断面上的流速小于或等于音速，喉部压力等于背

24、压p1。这时，汽流通过喷嘴，只在渐缩部分膨胀加速，而在斜切部分ABC处不膨胀加速。从喷嘴流出的汽流与动叶运动方向成一角度，即喷嘴出气角,(2)当喷嘴出口压力（背压）小于临界压力时，汽流在AB截面上达到临界状态，汽流在斜切部分要继续膨胀加速，蒸汽压力由临界pcr压力下降为p1，汽流速度由临界速度到大于音速，并且汽流方向要发生扰动和偏转，形成以A为中心的膨胀波区。 压力通过A点引射出的一束特性线，即等压线。随汽流的压力降低，汽流的速度增加，从而获得超音速汽流。当背压p1继续降低时，在极限情况下斜切部分最后一根特性线将与出口边AC重合。,三、蒸汽在动叶栅中的流动和能量转换过程 在动叶栅中，蒸汽汽流的

25、动能将部分的转变为机械能，即动叶栅进口和出口汽流的速度变化所形成的动能变化将转换为作用于动叶栅上的功。因此汽流速度大小和方向的变化是动叶栅中最重要的变量。 从喷嘴中来的高速汽流，进入动叶通道中，其方向和大小都要发生变化，其结果是将蒸汽的动能转变为机械功。为了计算蒸汽作功大小，必须确定动叶栅进出口汽流速度的变化。,1动叶栅进出口速度三角形及其计算 由于动叶栅是以圆周速度u旋转的，所以从喷嘴中出来、具有速度c1的汽流是以相对于动叶栅的相对速度w1进入动叶的，即 。 动叶栅圆周速度u常用其平均直径dm及转速n来表示，即 动叶栅进出口速度三角形表示动叶栅进出口处汽流绝对速度cl、相对速度W1和圆周速度

26、u之间的关系，如图1-15所示。,可用几何关系法求出他们之间的关系及相对速度进入叶栅的夹角，即叶栅进气角1。其值分别为：,为使气流顺利进入动叶栅，避免进气时产生气流与动叶栅的碰撞，应使动叶栅的进口角与进气角相符。,同理，可以按动叶栅出口速度三角形，求其出口绝对速度c2及出汽角a2，其值为 或,为了使用方便，常将动叶栅进口速度三角形绘在一起，如图1-16所示。为了便于说明，图中令 及 。,2蒸汽作用在动叶上的力和轮周功率 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 为了求得蒸汽作用于动叶片上的力Fb，在汽流中裁取一束流过动叶汽道的汽流流线，如图1-20

27、所示。,设在t时间间隔内，有质量为G的蒸汽以绝对速度c1自平面ac流入该汽道，其进汽角为a1；在稳定流的情况下，同样的蒸汽质量G，以绝对速度c2自平面bd流出该汽道。 根据动量定律，物体运动时的动量变化等于作用在该物体上的冲量。令Fu表示动叶片作用于汽流上的周向分力（沿u方向为正），则汽流在周向或速度u方向的动量方程为 式中， 沿轮周速度方向的分量,令它的两个侧面是相邻流道中心流面ab和cd:流道的上下壁面为相距单位长度的流面，且流道便面和上下壁面无蒸汽通过。 在动叶片前后取 平面ac和bd，使其与 圆周速度u的方向平 行，在ac:和bd两流面 上汽流参数是均匀分 布的。,由此可得出蒸汽作用于

28、动叶片的力Fu为； 令G为单位时间所通过的蒸汽质量，则 同时根据速度三角形的关系 可得 或,同理，若令Fz为动叶片作用于汽流的轴向分力，并以Az表示动叶汽道的轴向投影面积，则汽流在轴向上的动量方程为 或 则蒸汽作用于动叶片的轴向作用力Fz为,或 于是，蒸汽对动叶片的总作用力Fb为 单位时间内汽流对动叶片所作的有效功称为轮周功率，它等于圆周力Fu和圆周速度u的乘积。于是级的轮周功率pu为,或 当G=lkg/s时，上式表示lkg蒸汽所产生的有效功，或称级的作功能力，用Pu1表示 或,在叶片的进出口速度三角形中，运用余弦定律，得 或,于是，可得到轮周功率的另一种表示形式 蒸汽在动叶栅中作功后，以绝对

29、速度c2离开动叶栅，这样，就有一部分动能 未能在动叶中转变为机械功，成为这一级的余速损失 ，即,第三节级的轮周效率与最佳速度比 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。 轮周效率是衡量汽轮机级的工作经济性的一个重要指标，用它来说明蒸汽在汽轮机级内所具有的理想能量转变为级的轮周功的分额。,轮周效率u定义为蒸汽流过某级时所作的轮周功Pu1与蒸汽在该级所具有的理想能量E0之比，即 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,因此，级的轮周效率可以

30、用汽流流速的形式表示如下（令 ） 写成能量平衡的形式 或,式中 一喷嘴损失、动叶损失和余速损失与理想能量E0之比，称为喷嘴、动叶和余速能量损失系数。 由上式可知，影响轮周效率的主要因素是三项损失。其中喷嘴与动叶能量损失系数的大小，与叶片速度系数的大小有关，也与汽流速度c1与w1的大小有关。如果选定了喷嘴和动叶的叶型后，叶片速度系数就基本确定了。 余速能量损失系数决定于动叶出口的绝对速度C2。在一定的c1下，改变速度三角形的圆周速度u，可以得出三种不同的情况，如图1-22所示。,其中(b)，即出口速度c。在轴方向时为最小，亦即余速损失最小。 在这三种情况中，只有在情况(b)中的u/c1可得到c2

31、的最小值，这个速度比叫最佳速度比,速度比 或 是级的圆周速度u与级的假想速度ca或喷嘴出口速度cl的比值。它是汽轮机级的一个非常重要的特性，直接影响汽轮机级的轮周效率和作功能力。 设计汽轮机时，应努力做到使叶轮圆周速度与喷嘴出口速度之比保持为最佳速度比，以求得最小的余速损失。 对于不同型式的级，其最佳速度比是不相同的。现根据不同类型汽轮机级的不同特点，来分析速度比与轮周效率的关系，从而找出对应于三项损失之和最小，即轮周效率最高的最佳速度比。,一、纯冲动级的轮周效率和最佳速度比 对于不考虑余速利用的纯冲动级 或 汽轮机一般 ，因此纯冲动级的最佳速度比 。,图1.3.3 纯冲动级轮周效率曲线,图1

32、.3.4 不同速比下纯冲动级的速度三角形 （a） （b） （c）,设 是假想全级滞止理想比焓降都在 喷嘴中等比熵膨胀的假想出 口速度，因而用 来代替 ，称为假想速度比。,图1.3.5 余速利用对轮周效率和最佳速比的影响,重要结论：,（1）中间级的最大轮周效率大于孤立级的最大轮周效率（余速利用） （2）中间级的最佳转速比 大大提高了（余速利用）。,（3）中间级的u曲线顶部有较大的平坦区，在较大的工况变动范围内，中间级可保持较高的轮周效率，这是因为余速损失的利用，使余速损失对轮周效率的影响变得很小。,二、复速级 对于复速级，其最佳速度比为 或 通常，复速级的最佳速度比为： 之间。,三、反动级 对于

33、反动级，其最佳速度比为 或 若取1=20 ，则,第四节 级通流部分主要尺寸的确定 在进行汽轮机级的热力计算时，流入汽轮机的蒸汽流量G、级前的蒸汽参数p。和to以及级后的蒸汽压力p2，通常都是已知的或选定的。 在选定了汽轮机的转速n、汽流的初速度c0、级的平均直径dm和级的反动度m后，就可以确定喷嘴后的压力p1根据这些已知和选定的条件，就能进行喷嘴叶栅和动叶栅主要尺寸的计算。,一、选择喷嘴叶栅的型式 喷嘴叶栅的型式是根据其压力比 的大小选定的。当 大于或等于临界压力比 时，采用渐缩喷嘴，这时，需要确定的只有喷嘴出口截面尺寸；当 小于临界压力比 而大于极限压力比 (0.30.4)时，仍采用渐缩喷嘴

34、，利用其斜切部分满足汽流膨胀的要求，这时，除计算喷嘴出口截面尺寸外，尚需求出汽流在斜切部分的偏转角，只有当 0.3时，才采用缩放喷嘴.,动叶栅型式的选择的方法和静叶栅相似。但动叶栅通道中的流动多为亚音速流动。 对于动叶栅，则需由进口速度三角形或由解析法首先计算动叶进口相对速度w1根据求得的W1算出动叶滞止理想焓降，再在h-s图上求得动叶前滞止压力 ，根据动叶压力比 来判别动叶出口速度是否超临界。 如果是超临界的，汽流将在斜切部分进行膨胀，则需求出其偏转角。,二、喷嘴叶栅和动叶栅尺寸的确定 汽轮机热力设计的任务，除了确定级的效率、功率和蒸汽对叶片的作用力之外，还必须选定动静叶片的型线、有关几何尺

35、寸大小。 1渐缩喷嘴 (1)亚音速流动 当喷嘴前后压力比大于或等于临界压力比时，也就是 时，喷嘴出口汽流速度小于或等于临界速度。,与喷嘴出口气流速度 相垂直的截面为最小截面，其面积为 式中 通过喷嘴的蒸汽流量（kg/s） 等熵膨胀时喷嘴出口的蒸汽密度（kg/m） 喷嘴的流量系数，查1-12求得，过热蒸汽 =0.97，饱和蒸汽 =1.02 喷嘴出口蒸汽理想速度，,若整级喷嘴个数为zn个，每个汽道喉部面积为anln，如图1-33所示。,考虑到 后，则喷嘴叶栅的出口总面积为 上式中，tn为喷嘴节距，znln为安装喷嘴的弧长。,为保证喷嘴有一定的高度，喷嘴叶栅不能像动叶栅那样整圈布置，而只沿部分圆弧布

36、置，称为部分进汽。 由于部分进汽的程度不同，通常用e来表示，其值为 式中dm为喷嘴叶栅平均直径。 当e=l时，级是全周进汽（压力级、反动及）；e1时，级是部分进汽（调节级）。考虑级的进汽度不同后，于是喷嘴叶高为,(2)超音速汽流 对于超音速流动的渐缩喷嘴，有 ，此时喷嘴喉部为临界状态，其截面积及叶高为,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，其偏转角 由下式确定。 式中 喷嘴最小截面处的临界密度（kg/m） 喷嘴的临界速度， (m/s) 与 之间的等熵焓降（J/kg）,2缩放喷嘴 当喷嘴前后压力比小于0.3时，则要采用缩放喷嘴。此时喷嘴出口截面和出口高度仍跟渐缩喷

37、嘴计算一样。 但由图1-34可知，此时喷嘴出口截面已不是喷嘴喉部截面，它等于 。 所以喷嘴出口处的高 度为,3动叶栅 动叶栅尺寸的计算基本上与喷嘴叶栅尺一样。但汽流在动叶栅内多半是亚音速流动计算动叶栅出口面积和出口高度的公式分别 式中 等熵膨胀时动叶栅出口的蒸汽密度（kg/m） 动叶栅出口的相对理想速度（m/s） 流过动叶栅的蒸汽流量（kg/s）,三、喷嘴和动叶栅几个主要参数的选择 1喷嘴出汽角 的选择 喷嘴出汽角应由选用的喷嘴叶栅型线来确定，一般 = 11-14度，对于复速级喷嘴叶栅出汽角选得比较大一些，一般为13-18。这是因为复速级的喷嘴出口速度c，比圆周速度u大得多，而且往往是超音速的

38、。 另外，在复速级中，要使通流部分光滑变化。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。,2部分进汽度的选择 一般压力级中都采用全周进汽，即e=l；而调节级毫无例外地采用部分进汽，即el；反动级都采用全周进汽。 在某些高压级中，由于蒸汽的容积流量过小，若采用全周进汽，喷嘴和动叶栅的高度很可能小于极限值12-15mm，使叶栅的端部损失剧烈增加，效率降低。 此时可采用部分进汽，以减少这种损失。同时，采用部分进汽有可能在允许的通流部分高度下增大叶轮直径，在保持所期望的旋转频率和最佳速度比的条件下，获得足够高的圆周速度。,3盖度的选择 为了使蒸汽从喷嘴叶栅流出时不致与动叶栅顶部和根部发生碰

39、撞，从而顺利地流进动叶栅，级的通流部分必须留有盖度。 盖度过小时，由于不可避免的制造和安装误差以及运行时动静部分变形的不一致或汽流向外扩散等原因，仍然会使汽流撞击动叶栅而造成损失；盖度过大，会使停滞的蒸汽被吸到动叶汽道中扰乱主流，造成损失。 通常要求动叶进口高度略大于喷嘴出口高度。,4冲动级内反动度的选择 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。 冲动级内的反动度与速度比一样是汽轮机级的另一个重要参数，它不仅对级的通流部

40、分尺寸及其效率有极大的影响，而且也直接影响通流部件的强度和推力。,(1)根部反动度较大时 根部反动度较大时，在动叶根部断面上有较大的压力降，动叶根部进口压力显著地大干出口压力。这时，喷嘴流出的汽流，将有一部分从动叶进口的轴向间隙处漏出，并与隔板汽封的漏汽一起，通过平衡孔漏到级后，如图1-36 (a)所示。 对等截面直叶片而言，当根部反动度较大时，将使动叶顶部的反动度更大，使顶部漏汽损失增大，所以采用较大的根部反动度是不恰当的。,(2)根部反动度很小或为负值时 根部反动度很小或为负值时，动叶根部进口压力略大干或低于动叶出口压力，因此，隔板漏汽的一部分或全部有可能不再经过平衡孔流到级后，而是通过动

41、叶进口的轴向间隙流入汽道。 当根部负反动度较大时，一部分级后蒸汽会通过平衡孔流入动叶前，然后经过动叶根部轴向间隙被吸入汽道，如图1-36 (b)所示。 这种被吸入汽道的蒸汽流速低且流动方向与主汽流不一致，因此将产生扰动损失。试验证明，这种损失比漏汽损失更为严重。,(3)根部反动度r=0. 030.05时 这时，动叶根部进口压力略高于出口压力，动叶根部间隙处保持不吸不漏的状态，避免了吸汽和漏汽的附加损失，所以，选择r=0. 030.05是比较合理的，这是由于： 1)当叶轮高速旋转时，它带动靠近叶轮壁面的蒸汽，像离心泵作用一样，使蒸汽沿轮壁向外流向动叶根部，这种作用称为泵浦效应。 2)从喷嘴流出的

42、高速汽流进入动叶时，高速汽流像射流作用一样将叶轮与隔板之间汽室内的蒸汽抽吸入动叶汽道内。这种作用称为射汽抽汽效应。,要使动叶根部不吸不漏蒸汽，必须使隔板的漏汽全部通过平衡孔流入级后，因此叶轮前压力必须大于级后压力。 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。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,四、汽轮机级动静叶栅的面积比 确定某一级的反动度，除了合理选用动静叶栅之叶型外，主要是通过一定的动静叶栅出口面积比(f)来实现的，面积比随着反动度的增加而减少。汽轮机中反动度与动静叶栅出口面积比的对应关系范围为,第五节 汽轮机级内损失和级效率 一、汽轮

43、机的级内损失 汽轮机级内除了喷嘴损失 、动叶损失 及余速损失 外，还有叶高损失 、扇形损失 、叶轮磨擦损失 、部分进汽损失 。漏汽损失 和湿汽损失 。 应该指出，并不是每一级都同时存在这些损失。如在全周进汽的级中就没有部分进汽损失；采用轮鼓的反动汽轮机就不考虑叶轮摩擦损失；不在湿汽区里工作的级没有湿汽损失;采用扭叶片的级中没有扇形损失等。,1叶高损失 为了便于分析，将原来属于喷嘴和动叶中的端部损失单独分出来计算，并称之为叶高损失。叶片高度较大时，二次流对主汽流的影响相对较小，则叶高损失较小；反之，短叶片的叶高损失就大。 叶高损失常用下面半经验公式计算： 式中 系数，有实验确定，它与级的形式有关

44、，对单级a=1.2 （未包括扇形损失）或a=1.6（包括扇形损失），对双级a=2 不包括叶高损失的轮周焓降，即 叶栅高度，对单列级为喷嘴高度，对双级为各列叶栅的 平均高度（mm）,2扇形损失 汽轮机叶栅是环形叶栅，其节距与圆周速度均沿叶片高度变化，叶高愈大，变化愈显著。因而叶栅沿叶高各断面的节距、圆周速度和进汽角均偏离最佳值，即平均直径处的设计值，所以增加了流动损失。此外，在等截面直叶片级的轴向间隙中，还会产生径向流动损失。这些损失统称为扇形损失，用下式计算,3叶轮摩擦损失 叶轮的两侧和外缘充满了具有一定粘性的蒸汽，当叶轮旋转时，紧贴在叶轮两侧面和外缘表面上的蒸汽微团的圆周速度与叶轮表面上相应

45、部分的圆周速度大致相等。而靠近汽缸表面和隔板表面的蒸汽微团的圆周速度，则大约等于零。 这样就使叶轮与隔板或叶轮与汽缸壁之间的蒸汽，具有不同的圆周速度，如图1-50所示 由于蒸汽有粘性，因此形成了蒸汽微团之间及其与叶轮之间的摩擦，克服这种摩擦和带动汽室内蒸汽运动要消耗一部分轮周功。,同时，叶轮与隔板的间隙中的蒸汽旋转速度也各不相同，产生的离心力也不同，因而在叶轮两侧的子午面内形成了旋涡区，这种涡流运动除使摩擦阻力增加外，它本身也要消耗一部分轮周功。这些损失统称为摩擦损失。（参照教材P341、2）,摩擦损失由实验确定，通常采用经验公式计算 式中 摩擦损失所消耗的功率（kw） 经验系数，一般k1=1

46、.0-1.3 圆周速度（m/s） 级的平均直径（m） 气室中蒸汽的平均比容（m/kg）,4部分进汽损失 部分进汽损失由鼓风损失和斥汽损失两部分组成： (1)鼓风损失（非工作弧段） 鼓风损失是由于级的部分进汽度小于1所引起的。在部分进汽的级中，只是在装有喷嘴的弧段里才有工作蒸汽通过动叶汽道。 当动叶进入到无喷嘴的弧段时，因为在这个弧段里，轴向间隙中已经充满了停滞的蒸汽，所以动叶旋转时，产生鼓风作用，将非工作蒸汽从叶轮一侧鼓到另一侧，消耗一部分有用功，形成鼓风损失。,(2)斥汽损失（工作弧段） 斥汽损失发生在有蒸汽通过的弧段内，因为动叶栅经过不装喷嘴的弧段时，汽道内已充满了停滞的蒸汽，当动叶进入工

47、作弧段时，喷嘴中流出的高速汽流要排斥并加速停滞在汽道中的蒸汽，从而消耗了工作蒸汽一部分动能。 由于叶轮高速旋转的作用，在喷嘴组出口端与叶轮的间隙A中发生漏汽（如图1-52所示），而在喷嘴组进入端的间隙B中，则将一部分停滞蒸汽吸入汽道，也形成了损失。这些损失统称为斥汽损失，或称为弧端损失。,斥汽损失可用经验公式计算如下 式中,动叶片的宽度和高度（m） 静叶片的出口面积（） 静叶片组数，当e=1时，m=0,5漏汽损失 对于冲动式汽轮机，由于各级隔板前后有较大的压差，而隔板与转轴之间有间隙，因此将发生不同程度的漏汽，如图1-53所示.,一部分蒸汽 ，通过隔板汽封漏入叶轮与隔板间的汽室中，这部分蒸汽没

48、有通过喷嘴，所以得不到应有的动能。汽室中的蒸汽还可能通过喷嘴和动叶根部之间的轴向间隙，漏入汽道，造成损失。,对于带有反动度的冲动级，由于动叶前后有压力差，且在动叶顶部的压差最大，加上动叶顶部和汽缸、隔板和叶轮之间均有一定的间隙，故使一部分蒸汽 ，不通过动叶汽道而漏到级后，不参加作功。这些损失都称为漏汽损失。 为了减小漏汽损失，应该减小隔板轴封间隙的面积和压差。实践表明，采用梳齿形汽封，可以同时满足这两个要求。因为梳齿形汽封的间隙能做得很小，汽流通过每个齿就发生一次节流作用，所以每个齿只承担整个压差的一小部分。（减少两种漏气损失的具体措施参照教材P37）,6湿汽损失 多级凝汽式汽轮机的最后几级常在湿蒸汽区域内工作，当湿蒸汽在喷嘴中膨胀加速时，一部分蒸汽凝结成为水滴，使作功的蒸汽量减小了；同时，这些水滴的速度比蒸汽的速度低得多，高速的蒸汽要带动低速的水滴，需要消耗汽流一部分动能，便造成了损失。 湿蒸汽在喷嘴中膨胀时，由于汽态变化非常快，使蒸汽的一部分来不及凝结成水，汽化潜热没有释放出来，形成过饱和蒸汽或称过冷蒸汽，致使蒸汽的理