汽轮机设备及运行.ppt

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 Ⅰ Ⅲ Ⅱ 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：喷嘴配汽和节流配汽。 （一）喷嘴配汽 3 3 3 3 2 2 2 2 1 G 工作过程： 主要特点： ①机组在部分负荷时，效率较高。 ②机组的高压部分在工况变化时温度变化很大，从而引起较大的热应力。 喷嘴调节级压力与流量的关系 分析过程中，为了突出调节级主要变工况特点首先对上页所示的调节级的工作 过程作如下假定： 1）忽略调节级后温度变化的影响，调节级后压力P2正比于全机流量； 2）各种工况下级的反动度都等于零，p11=p21； 3）四个调节汽门依次开启，没有重叠度； 4）凡全开调节汽门后的喷嘴组前压力均为p0不变。 喷嘴组压力分配曲线（158页） 喷嘴组流量分配曲线 调节剂效率与流量的关系（160页） 调节级?、?系数，焓降反动度、压力反动度和轮轴效率计算（162~163页） p G 0 1 8 7 6 5 4 3 2 调节级出口压力线 G1 0.8G 0.4G G Q U L I M K N V J GⅡ 简化的调节级的压力与流量的关系 （三）节流配汽 工作过程：进入汽轮机的所有蒸汽都通过一个调节汽门，然后进入汽轮机。调节汽门控制流量大小。 G P0,t0 主汽门 调节汽门 汽轮机 h s h0 t0 p0 p”0 p’0 pc 工作特点： 1）机组在低负荷时调节汽门中节流损失较大，使扣除进汽机构节流损失后的理想比焓降减小得较多。（节流效率ηth ） 2）没有调节级，结构比较简单； 3）在工况变动时，各级比焓降变化不大，同时级前温度变化也较小。 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—— 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