变工况核算

第二章变工况核算§3.1变工况调节级详细计算90%工况汽轮机进汽量设1.15=m，机械效率0.98=ηm，发电机效率0.98=ηg，汽轮机漏汽量003%D=D△，设计功率45MW=Pel,则：167.81t/h=0.03D+0.98)×0.98×1.745000/(119×3.6=)/(6.300htDmPDgmie通过全部气门的流量t/h878.8910.982186.46GtcG第一个汽门全开时：t/h727.6555799*878.891c1G第二个汽门全开时：t/h121.5155797*878.891c2G第三个汽门全开时：t/h515.3655795*878.891c3G第四个汽门全开时：t/h515.3655795*878.891c4G取通过第一、二、三个汽门全开第四汽门开启t/h066.13c4G3.1.1、喷嘴部分的计算（1）、调节级进汽量skgGGGvT/23.462887.181.1670则调节级喷嘴流量skghtGGTn/23.46/428.166'（2）、反动度075.0m（3）、调节级理想焓降0th根据设计负荷中的MPapT32.80，CtT13.5330，kgkJhT/75.34760，skgGn/13.48，)/(8402.60CkgkJsT，kgmvT/0419247.030，p1=6.2141MPa和等比熵膨胀过程得变工况后的喷嘴出口压力MPaGGppnn9687.513.4823.462141.6'1'1由MPapT32.80，CtT13.5330，MPap9687.5'1，0n0T1tΔh-h=h查h-s图得kgkJhhhtTn/45.11330.336375.3476100则kgkJhhmnt/123075.0145.113100（4）、喷嘴出口汽流速度smhcnt/34.476100045.1132201smcct/0.46234.47697.011（5）、喷嘴压比546.0717.032.89687.501ncTnpp由此可知，喷嘴中为亚音速汽流，采用减缩喷嘴，选取喷嘴型号为TC-1A、α=12.9°、sinα1=0.2606.（6）、级的圆周速度smu/7.170（7）、喷嘴损失δhn=（1-2）Δh0n=（1-0.972）×113.45=6.705kJ/kg（8）、喷嘴出口比焓值h1=h1t+δhn=3363.30+6.705=3370.005kJ/kg由h1、p1查得s1=6.8154487kJ/（kg*K),v1=0.0547995m3/kg（9）、求动叶进口汽流相对速度w1和进汽角β1112211cos2ucucw=9.12cos7.1700.46227.1700.46222=298.05m/s2.2005.2989.12sin462arcsinsinarcsin1111wckgkJwhw/42.44200005.298200022113.1.2、动叶部分计算（1）、动叶出口相对速度w2t和w22210205.2981000123075.022whwtt=327.5m/sw2=ψw2t=0.920×327.5=301.3m/s（2）、动叶等比熵出口参数h2t与v2tkgkJhhhtmt/78.3360123075.0005.3370012由h2t，s1=6.8154487kJ/（kg·K),查得v2t=0.0560321649m3/kg，动叶出口压力p2=5.8016775MPa.（3）、出口速度2222222cos2uwuwC=sm/9.1517.19cos7.1703.30127.1703.301220.429.1513374.03.301arcsinsinarcsin2222cw（4）、动叶损失kgkjwhhtbb/24.820005.327)920.01(2)1()1(2222202（5）、动叶出口比焓值2hkgkjhhhbt/02.336924.878.336022由2h、2p查得)/(8265.62Kkgkjs，kgmv/05635624.032（6）、余速损失2chkgkJchc/54.1120009.15122222（7）、轮周损失uhkgkJhhhhcbnu/5.2654.1124.8705.62（8）、轮周有效比焓降uhΔhu=Δht0-δhu=123-26.5=96.5kJ/kg（9）、轮周效率u。调节级后余速不可利用，系数为01%5.781235.962100ctuuuhhhEh（10）、校核轮周效率ηu)coscos(22111ccuPu=170.7×（462×0.9748+151.9×0.7431）=96.14kJ/kg%2.7812314.96210101'ctuuuhhPEP%1%38.05.785.782.78'uuuu，误差在允许范围内。3.1.3、级内其他损失（1）、叶高损失错误!未找到引用源。错误!未找到引用源。=错误!未找到引用源。=错误!未找到引用源。×96.5=5.035kJ/ka经验系数，单列级a=1.2。（2）、扇形损失错误!未找到引用源。=0.7错误!未找到引用源。=0.7×(错误!未找到引用源。)2×(123-11.54)=0.039kJ/kg（3）、叶轮摩擦损失错误!未找到引用源。由前面，v1=0.0547995m3/kg，v2=0.05635624m3/kgV=错误!未找到引用源。错误!未找到引用源。=0.0555779错误!未找到引用源。³/kg错误!未找到引用源。=错误!未找到引用源。=kW95.1290555779.0)101100()1007.170(2.1233错误!未找到引用源。=错误!未找到引用源。=kgkJ/81.223.4695.129错误!未找到引用源。式中K1-经验系数，一般取K1=1.0~1.3.（4）、部分进汽损失由错误!未找到引用源。=错误!未找到引用源。+错误!未找到引用源。=0.0145+0.0477=0.0622所以0Ehee错误!未找到引用源。=123×0.0622=7.651kJ/kg（5）级内各项损失之和Σδh535.15651.781.2039.0035.5eflhhhhhkJ/kg（6）下一级入口参数错误!未找到引用源。=错误!未找到引用源。+Σδh=3369.02+11.54+15.535=3396.095kJ/kg由错误!未找到引用源。，P2查得s2ˊ=6.862364kJ/（kg·k），v2ˊ=0.057411m3/kg，t2ˊ=487.91℃3.1.4、级效率与内功率的计算（1）、级的有效比焓降错误!未找到引用源。kgkJhhhui/965.80535.155.96（2）、级效率i6583.0123965.800Ehii（3）、级的内功率错误!未找到引用源。kWhGPii012.3743965.8023.46§3.2变工况末级详细计算3.2.1、末级的原始数据喷嘴平均直径dnmm2007喷嘴高度lnmm418动叶平均直径dbmm2007动叶高度lbmm423喷嘴出汽角a1°18.33动叶出汽角β2°32.89隔板轴封面积ApCm211.775隔板轴封齿数zp3喷嘴出口截面积Anm21.3210动叶出口截面积Abm22.27503.2.2、90%工况下末级的参数流量G0Kg/s30.75级后压力P2MPa0.0045级后蒸汽干度X20.8723.2.3、末级倒序详细核算（1）根据设计工况下级内各损失估取变工况下的级内各损失喷嘴损失n1δhkJ/kg4.52动叶损失b1δhkJ/kg7.268叶高损失l1δhkJ/kg0.42隔板漏汽损失δ1δhkJ/kg0.05湿汽损失x1δhkJ/kg0.4叶轮摩擦损失f1δhkJ/kg0.20余速损失c21δhkJ/kg19.86（2）变工况后末级各参数的计算由变工况末级参数表知变工况后末级的流量为G1=30.75kg/s;根据设计工况下冷端参数得变工况下冷端背压的参数（按等熵过程）有设计工况的级后压力2p=0.00478MPa和级后干度2x=0.874查得2s=7.41052kJ/(kg.℃)。则由21p=0.0045MPa与2s=7.41052kJ/(kg.℃)查得；末级动叶出口蒸汽的比焓值21h=2247.14kJ/kg末级动叶出口蒸汽的干度21x=0.872，末级动叶出口蒸汽比体积21v=27.134m^3/kg；末级动叶出口蒸汽比熵21s=7.41052kJ/(kg.℃)。由上损失表可知总损失（除了喷嘴损失）为：l1δ1x1f1c2111δhδhδhδhδh*)μ-(1δh∑+b1δh=19.86+0.2+0.4+0.05+0.42+7.268=28.198kJ/kg式中μ1——余速利用系数，对于末级μ1=0由点2沿等压线21p向下移动1hδ∑，得到动叶出口理想蒸汽比焓值31h=21h-1hδ∑=2218.942kJ/kg根据21p和31h查焓温表得到末级动叶出口状态点3的蒸汽理想参数31v=26.77236m^3/kg;31s=7.31782kJ/(kg*°C);31x=0.8603根据1-31x=1-0.8603=0.1397及设计工况末级平均反动度mΩ=0.574查附图A-2得到bμ=1.021又由κ=1.035+0.1x=1.035+0.1*31x=1.035+0.1*0.8566=1.12066判断末级动叶出口蒸汽流速是否达到临界流速动叶出口马赫数3121b11vpκμbbbAGM=26.7723610^6*0.004512066.1*2750.2*021.175.30=0.96511bM所以末级动叶出口蒸汽流速为亚音速叶顶漏汽很小，可以忽略不计，所以经过动叶的蒸汽流量近似的等于G1即11GGb用动叶出口的连续方程计算动叶出口相对速度21wbbAvGw21121=2.275134.27*75.30=366.8m/s式中bA---动叶喉部截面积末级动叶的圆周速度u=315.26m/s由动叶出口速度三角形算出动叶出口的绝度速度21c221222121βcos***2uwuwc=cos32.89*126.153*8.366*226.3158.66322=199.3m/s所以末级动叶余速损失2000δh221c21c=20003.9912=19.86kJ/kgc21δh与估取的数相差很小所以比较准确不必重新估取。末级动叶的速度系数Ψ取0.95末级动叶损失)1Ψ1(2000δh2221b1w=)195.01(20008.66322=7.268kJ/kgb1δh与估取的很相近，为允许误差范围内，所以不必重新估取。末级动叶的理想滞止比焓0b1Δh*b1Δh=221)Ψ(20001w=2)0.95366.8(20001=74.54kJ/kg由末级动叶出口蒸汽理想比熵31s=7.288，*b1Δh以及动叶出口理想焓值31h可以确定末级动叶进口滞止焓值即动叶进口滞止状态点04的参数末级动叶进口滞止焓值*140h=*b1Δh+31h=74.54+2209.97=2284.51kJ/kg根据*140h和31s查焓温表得末级动叶进口滞止点的滞止压力*140p=0.00765MPa动叶的理想比焓降b1Δhw1*b1b1δhΔhΔh=2000Ψ20002'512221ww=])wθcos(Ψ1[2000221512221ww≈])(Ψ1[2