透平机械原理

第二章多级汽轮机第一节多级汽轮机的工作原理流量增加，叶片高度增加，受强度受到限制，则通流面积受到限制。焓降增加，会使ca增加，若保持最佳速比，则u增加。u增加受叶轮、叶片强度的限制。增加汽轮机单机功率的途径，为采用多级汽轮机。外高桥900MW汽轮机为超临界单轴、一次再热、四缸四排汽(高、中、低、低)，其技术参数如下(100％额定负荷)：额定出力900MW最大连续出力980MW主汽门前额定压力23.96MPa主汽门前额定温度538℃主蒸汽流量2537t／h高压缸排汽压力5.495MPa再热汽门前额定温度566℃再热蒸汽流量2264t／h背压4.9kPa低压缸末级叶片长度1146mm热耗7602kJ/(kW.h)本机为反动式机组。高压缸为单流型，共17级;高压缸总重(包括连体的主汽阀及调节汽阀)达170t，在制造厂内组装后整体运至现场。中压缸为分流型，共2×13级，也是整体组装出厂，总重197t。采用水平中分面窄法兰外缸。低压缸为分流型，共2×6级。汽轮机总长28.5m机组总长为48.2m。多级冲动式汽轮机多级反动式汽轮机1一转鼓；2、3一动叶；4、5一导叶；6一汽缸；7—新汽汽室；8—平衡活塞；9—新汽联通管热力过程线ΔHi=ΣΔhi，ΔHt=ΣΔht图示多级冲动级热力过程线多级汽轮机的优点1、整机功率较大；2、效率高（1）每级承担的焓降较小，各级可在最佳速比下工作；（2）各级焓降小，可采用渐缩喷嘴；（3）利用重热现象（回收利用总损失中的一小部分）和余速利用（4）可设计成回热式和中间再热式，以提高汽轮机相对内效率。（5）各级焓降小，级的平均直径减小，动静叶栅高度科适当增加，减少叶栅的端部损失。多级汽轮机的缺点多级汽轮机结构复杂零部件多机组尺寸及重量大造价高有级间的漏汽损失和湿汽损失等第二节重热现象与重热系数(1)重热现象水蒸汽h—s图上的等压线是沿着熵增的方向逐渐扩张的，即等压线之间的理想比焓降随着熵的增大而增大。前一级损失造成的熵增大使后面级的理想比焓降增大，这种现象称为“多级汽轮机的重热现象”。123ttttitttthhhhhhhHⅠⅡⅢ重热系数：由于重热现象而增加的理想焓降占汽轮机理想焓降的百分比。ittthHH一般α=4%~8%当级的相对内效率为iriiiiritihh当各级的平均相对内效率为sri1sitrijjHh1ri(1)(1)nisjritjTsirithHHH整台汽机的相效率α越大，整机的相对内效率越低。一般用半经验公式估算重热系数（2-14），一般α=4%~8%。某50MW汽轮机全机理想比焓降为1428.6kJ/kg，各级的理想焓降之和为1514.57kJ/kg，求该汽轮机的重热系数为多少？解：根据重热系数的定义：各级的理想焓降之和/全机理想比焓降所以该多级汽轮机的重热系数为：06.016.142857.15141第三节焓降分配与级数的确定多级汽轮机中，任意级的焓降：22221227200iataancudh当n和xa不变，则级的焓降正比于d2。对于高参数大容量的大功率汽轮机，膨胀比大（23.96/0.0049=4890），容积流量变化剧烈，为使通流部分平滑变化，分组制造。冲动式汽轮机级的节圆直径dm一般总是由高压向低压增大。反动式汽轮机，由于高压级必须全周进汽，因而dm必须小。流量参数：质量流量Gkg/s或t/h容积流量Gvm3/h喷嘴Gv=πDmlnc1sinα1动叶Gv=πDmlbw2sinβ2Gvz»Gv1只有使Dm、ln、c1增大，保证Gv增大。高压级：Gv变化较小，叶片高度较低，叶高损失占的比重大，效率不会太高。中压级：以Gv为标准划分，效率最高。低压级：湿蒸汽损失，效率也不会太高。第一级喷嘴出口截面上的连续方程：G=πd1e1l1μ1ρ1tc1tsinα1c1t=c1/φ=(πd1n)/(60x1φ)第一级的平均直径：1121111160sintGdnel末级动叶出口截面上Gz=πdzl2zρ2zc2zsinα2zθ=dz/lz2222ctcH末级的平均直径：2222sinzzztczGdHD1/dz≮0.620.015~0.03c机组的级数：(1)tmHzh第四节多级汽轮机的损失多级汽轮机的损失分为两类：1.外部损失：不直接影响蒸汽状态的损失；外部漏气损失机械损失2.内部损失：直接影响蒸汽状态的损失；汽轮机进汽机构的节流损失排气管损失一、前后端轴封漏汽损失及其漏汽量计算轴封系统（汽封系统）：正压轴封（防止高压端蒸汽外漏）负压轴封（阻止空气漏入低压端）在汽轮机两端均安装齿形轴封，称为轴端轴封或曲径轴封。轴端轴封和与它相连的管道及附属设备组成轴封系统。国产300Mw汽轮机轴封系统示意图东方汽轮机厂三缸两排汽口200MW汽轮机的自密封轴封系统。（一）齿形汽封的工作原理（1）齿形汽封的工作原理：漏汽量要减少漏汽量，则应减小漏汽面积、降低流速、但不能随意改变。P0p1…pzH0=h1=…=hz蒸汽通过汽封是一个节流过程，压力不断降低，将总压差分成多份，分配在每一片汽封齿上，使每一汽封片两侧的压差很小，减少了漏汽量。（2）芬诺曲线：漏汽在汽封齿中流动时满足ρc=const的曲线，反映蒸汽通过汽封齿的热力过程。δ=0.3~0.6mm曲径轴封及其热力过程(二)轴封漏汽量的计算假设：1)理想气体；2)蒸汽流过齿尖时相当于流过收缩喷嘴的流动情况；3)通过每个齿尖后的速度全部在后一个汽室中损失（计算中加以修正）；4)漏气过程看成节流过程；5)当视为理想气体时，t=const;6)齿数很多。（适用于隔板漏气量计算）即：已知p0、t0、pz、齿数z、漏气面积Fl，计算Gl。1．最后一个齿隙低于临界速度时ΔG’l=Flcltρltdl=(d1+d2)/22222'00000zzlllppppGFFpzRTz2．最后一个齿隙达到临界速度时对过热蒸汽k=1.3，pz/pz-1=0.546'0011.5llpGFzRT3、临界状态的判别式000.851.50.851.5zzppzpkpz临界点计算的结果不一致，轴封片数愈少，二者的差别愈大；其次，在应用轴封漏汽里的基本计算公式时，必须先判别在轴封段的最末一片中是否达到临界速度，因而带来不便。高低齿及平齿轴封流量系数试验值1—曲径轴封；2—光轴轴封漏汽量基本计算公式的缺陷ΔGl=μlΔG’l不同轴封齿形对应的流量系数光轴轴封及修正系数4．计算轴封漏汽量的单一表达式光轴轴封流量系数比曲径轴封流量系数高出20％~35％。轴封漏汽量可以用单一表达式进行计算：*000.03lllpGFT二、汽轮机进汽机构中的节流损失和排汽管中的压力损失(一)汽轮机进汽机构中的节流损失1.由于节流作用引起的焓降损失ΔHtξ（ΔHtξ=ΔHt–ΔH”t）称为进汽机构中的节流损失。ΔHtξ与管道的长短、阀门的型线、蒸汽的流速等因素有关。Δp0=p0-p’0=(0.03~0.05)p02.汽缸导汽管之间的阻力损失：Δps=(0.02~0.03)ps(二)排汽管中的压力损失由于损失的存在，使末级后压力高于凝汽器内的压力λ=0.05~0.1凝汽式汽轮机cex=80~100m/s背压式汽轮机cex=40~60m/s一般：Δpc=（0.02~0.06）pc2'100excccccpppp(a)是诽汽先扩压后转向，图(b)是排汽先转向后扩压一般用排汽缸进口能量与损失的比值来评价排汽缸的质量（由能量方程）：212211111221exexppccηex—静压恢复系数，表示进口动能变成静压头的分额，越大越好；ξex—动能损失系数，表示汽缸中能量损失占进口动能的分额，越小越好。当M0.3时''1exexexex—压缩性影响对静压恢复系数ηex的修正系数；—压缩性影响对动能损失系数ξex的修正系数。当ξex1时，ηex0,p2p1当ξex=1时，ηex=0,p2=p1当ξex1时，ηex0,p2p1当设计时，应使ξex1。三、机械损失机械损失（Δpax）：机组拖动主油泵、调节系统及克服轴承摩擦所造成的损失。机械效率：Pax：有效功率（轴端功率）Pi：内功率ΔPax在一定转速下为常数，Pi增加，ηax增加，因此大功率机组的ηax高。1axiaxaxaxiiiPPPPPPP第五节多级汽轮机的轴向推力及其平衡计算一、多级汽轮机的轴向推力在轴流式汽轮机中，通常是高压蒸汽由一端进入，低压蒸汽由另一端流出，从整体看，蒸汽对汽轮机转子施加了一个由高压端指向低压端的轴向力，使汽轮机转子有向低压端移动的趋势，这个力就称为转于的轴向推力。整个转子上的轴向推力主要是各级轴向推力的总和。一、多级汽轮机的轴向推力1、作用于动叶片上的轴向力FZ12、叶轮两侧的压力差产生的轴向力FZ23、轴封凸肩上的轴向力FZ34、轮毂或转子凸肩上的轴向力FZ4单级所受的轴向推力：Fi=FZ1+FZ2FZ3+FZ4汽轮机所受的总轴向推力FZ=ΣFZi（有围带时，考虑围带部分产生的轴向推力）1、作用于动叶片上的轴向力FZ1=G(c1sinα1-c2sinα2)+πdblb(p1-p2)压力反动度FZ1=G(c1sinα1-c2sinα2)+πdblbΩp(p0-p2)≈G(c1sinα1-c2sinα2)+πdblbΩm(p0-p2)冲动级各处汽压分布图1202ppppp对长叶片，可以分段沿叶高求解。对直叶片（短叶片）最好计算Ω沿叶高的变化。（原则：Ωr≈0.03~0.05；喷嘴中不出现超音速；适用于Ωr0.1）上汽厂的经验公式：（变化平缓）哈汽厂的经验公式：（变化剧烈）111111111111.611.6rmtmrmtm2、叶轮两侧的压力差产生的轴向力部分进汽时：2222212212222244()4zbbdbbzbbdFdldpdldpdddFdldpp22221()4zbbbbdFdldedlpp3、轴封凸肩上的轴向力齿形轴封z≈2nFz3=0.5πdph(p0-pd)平齿轴封h=0Fz3=031nzpiiFdhp4、轮毂或转子凸肩上的轴向力单级所受的轴向推力：Fi=FZ1+FZ2FZ3+FZ4汽轮机所受的总轴向推力FZ=ΣFZi224124zxFddp二、叶轮前压力pd的确定根据级内漏气量平衡方程确定pd。1.当叶根为漏汽时叶轮反动度叶根反动度G4=Gp+G52021202dddtbrrtpppppppppppp4444555522()dbrdGAhGAhh2.当叶根为吸汽时3.当Ωd0.1时（①μ4、μ5、μp的选取很困难；②A5、Ap在运行中是变化的；③在轮面上pd分布式不均匀的）450222()rdpppppddhhGAzpppp三、多级汽轮机的轴向推力的平衡方法1、设置平衡活塞（常用于反动时汽轮机）；2、叶轮上开平衡孔；3、汽缸的反向布置；4、加装推力轴承。多级冲动式汽轮机1.不开平衡孔时，根部是吸气，pdp1，轴向推力增大。2.后几级不开平衡孔，长叶片级上叶轮应力很大，