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汽轮机课程设计

第一章 绪言
ξ1.1、变工况计算的意义
汽轮机在变工况条件下工作时，沿通流部分各级的蒸汽流量，喷嘴动叶前后的气温，汽压及湿度将偏离设计值，使零部件的受力情况，轴向推力，效率，出力发生变化。此外，汽轮机在启停或负荷剧烈变动时，可能在零部件中产生很大的热应力，引起金属材料疲劳损伤，影响机组寿命，这种情况，在大型机组上尤为注意。为此常常需要对它们进行校核和分析，以保证机组的安全可靠和经济运行。由于变工况热力计算能获得各级的状态参数，理想比焓降，反动度，效率，出力等较详尽的数据，这就为强度分析，推力计算以及了解效率及出力变化提供了科学的参考依据。因此，变工况热力核算常成为了解机组运行情况，预测设备系统改进所产生的效果，乃至分析事故原因的重要手段。
ξ1.2、变工况数值计算的方法与特点
1.2.1、方法
汽轮机整机的热力计算是建立在单级核算的基础上的。目前，在变工况计算中，根据不同的给定原始条件，单级的详细热力核算可分为顺序计算和倒序计算两种基本方法，此外还有将倒序和顺序结合起来的混合算法。
1.2.2、特点
顺序算法以给定的级前状态为起点，由前向后计算;倒序算法则以给定的级后状态为起点，由后向前计算。混合算法中，每级都包含若干轮先是倒序后是顺序的混合计算，只有当倒序与顺序的计算结果相符合时，级的核算才可以结束，然后逐级向前推进。三种方法都建立在喷嘴和动叶出口截面连续性方程和单级工作原理的基础上，并且计算时，级流量和几何尺寸是已知的。与此相对应，单级的数值计算也有顺序，倒序和混合三种算法。
汽轮机在级在偏离设计工况工作时，在许多情况下，常常已知级后的压力以及流量，此时采用以级后状态为起点的倒序算法较为方便。这种情况常出现在凝汽式和被压式机组的末级或是抽汽机组抽汽点前面的压力级，也可能出现在通流部分被拆除级前面的压力级，由于凝汽器内的压力或是抽汽压力或是被压发生变化，需要对其级前的功率，效率进行校核。
在另外一些情况下，则可能已知级前的状态与级流量，此时应采用以级前状态为起点的顺序算法比较方便，例如通过计算得到或通过实验测得调节级室的压力和温度，因此压力级组前的状态是已知的，在此情况下，对压力级的校核就应采用顺序算法。

第二章 特定冷端条件下的设计工况热力计算
ξ2.1、原始资料，机组的基本参数
原始资料包括：机组的类型、基本参数、热力系统、阀杆与轴封数据，加热汽水参数表及其他参数。
2.1.1、机组的类型
机组型号：N50-8.82/535.
机组形式：高压、单缸单轴凝汽式汽轮机。
2.1.2、基本参数
名称
设计负荷下的参数
名称
设计负荷下的参数
额定功率
Pel=50MW
调节级形式
单列调节级
新蒸汽压力
P0=8.82MPa
调节级的比焓降
112kJ/kg
新蒸汽温度
t0=535℃
调节级速比
xa=0.364
凝汽器压力
Pc=5.5kPa
调节级平均直径
dm=1100mm
汽轮机转速
n=3000r/min
调节级反动度
Ωm=0.075
回热抽汽级数
两高、四低、一除氧
部分进汽度
e=0.3328
给水温度
tfw=217℃
喷嘴汽流出汽角
α1=12.9°
工作压力
pd=0.588MPa
动叶汽流出汽角
β2=19.7°
2.1.3、热力系统
（1） 50MW机组热力过程线

（2） 、具有给水回热的热力系统图

（3） 、N50-8.83/535型汽轮机回热系统示意图

（4） 、50MW汽轮机轴封系统图

2.1.4、阀杆与轴封数据
（1） 主汽阀和调节汽阀阀杆数据
项目
符号
单位
主汽阀
调节汽阀
1段
2段
3段
1段
2段
3段
阀杆数
z

1
4
阀杆直径
dv
cm
3.4
3.6
径向间隙
δr
cm
0.02
0.02
间隙面积
Av
cm²
0.214
0.227
分段长度
l
cm²
41.8
11
5.8
33.3
4
3.8
（2） 轴封数据
项目
符号
单位
前轴封
后轴封
1段
2段
3段
4段
5段
6段
1段
2段
3段
轴封直径
d1
cm
3.4
3.6
55.3
45.8
径向间隙
δ1
cm
0.05
0.05
轴封齿数
z

78
36
10
12
9
6

2.1.5加热器汽水参数表
项目
单位
H1
H2
H3（HD)
H4
H5
H6
H7
SG
C
回热
抽汽
抽汽压力pj
MPa
2.62
1.49
0.976
0.464
0.181
0.085
0.043
0.095
0.0055
抽汽温度tj（干度xj）
℃
387
319
272
196
0.997
0.958
0.932
̶
̶
抽泣比焓值hj
kJ/kg
3208.68
3080.53
2992.15
2849.22
2695.04
2564.19
2473.34
2737.51
̶
抽汽压损△pj
％
8
8
40
8
8
8
8
̶
̶
加热器汽侧
压力pj´
MPa
2.4104
1.3708
0.588
0.42688
0.16652
0.06532
0.03284
̶
̶
pj´下的饱和
水温tbj
℃
222.01
194.06
158
145.97
114.52
88.12
71.19
̶
̶
pj´下饱和水
比焓hbj
kJ/kg
953.01
825.73
667.08
614.88
480.5
369.06
298
411.42
̶
抽汽放热qj
kJ/kg
2360.16
2369.74
2325.07
2234.34
2214.54
2195.13
2175.34
2326.09
̶
疏
水
上端差θj
℃
5
5
0
5
5
5
5
̶
̶
下端差θj´
℃
10
10
̶
̶
̶
̶
̶
̶
̶
疏水温度tsj
℃
199.06
168
̶
̶
̶
̶
̶
̶
̶
疏水比焓hsj
kJ/kg
848.52
710.79
̶
̶
̶
̶
̶
̶
̶
疏水放热γj
kJ/kg
̶
137.73
43.71
̶
134.38
111.44
71.06
̶
̶
水
侧
加热器出口
水温twj
℃
217.01
189.06
158
141.25
110.08
83.96
67.31
35.5
34.4
加热器水侧
压力pw
MPa
13.73
13.73
0.588
1.33
1.33
1.33
1.33
1.33
̶
加热器出口水
比焓hwj
kJ/kg
933.55
809.35
674.77/
667.08
595.16
462.55
352.59
282.85
150.09
144.17
给水比焓
升тj
kJ/kg
124.2
134.58
73.1
133.78
111.14
70.92
141.16
5.38
̶

2.1.6其他参数
给水泵出口压力pfp=13.73MPa；
凝结水泵出口压力pcp=1.33MPa；
机械效率ηm=0.98；
加热器效率ηh=0.98。
汽轮机的相对内效率
主汽阀和调节汽阀节流压力损失。
排气阻力损失。
ξ2.2、阀杆漏汽量与轴封漏汽量计算
汽轮机进汽量
设m=1.15，机械效率ηm=0.98，发电机效率ηg=0.98，汽轮机漏汽量△D0=3%D0，额定功率Pel=50MW,则：
=3.6×50000/(1191.7×0.98×0.98)+0.03D0
=186.46t/h
该机组有一个主汽阀和4个调节汽阀，阀杆漏汽大部分漏到除氧器中，另外一少部分通过真空管道被射汽抽汽器吸入轴封冷却器。
2.2.1、主汽阀阀杆漏汽量的计算
主汽阀杆间隙面积；
第1段阀杆漏汽系数；
第1段阀杆前蒸汽参数为，。
则主汽阀杆漏汽量。
第2段阀杆漏汽系数；
第2段阀杆前蒸汽参数为，。
则流经第2段阀杆漏汽量。
2.2.2、调节汽阀阀杆漏汽
主汽阀杆间隙面积；
第1段阀杆漏汽系数；
第1段阀杆前蒸汽参数为，。
则调节汽阀杆漏汽量。
第2段阀杆漏汽系数；
第2段阀杆前蒸汽参数为，。
则流经第2段阀杆漏汽量。
根据主汽阀杆和调节汽阀阀杆的漏汽计算，可得阀杆总漏汽量；
轴封冷却器回收阀杆漏汽
其余除氧器回收。
2.2.3、前轴封漏汽
轴封1、2、3段间隙面积；
第1段轴封前蒸汽参数为，（调节级喷嘴后参数）。
第1段轴封后蒸汽参数为。
判别系数
则前轴封漏汽量；

第2段轴封前蒸汽参数为，。
第2段轴封后蒸汽参数为。
判别系数
则前轴封漏汽量；

第3段轴封前蒸汽参数为，。
第3段轴封后蒸汽参数为。
判别系数
则前轴封漏汽量；

轴封4、5、6段间隙面积：；
第4段轴封前蒸汽参数为，。
第4段轴封后蒸汽参数为。
判别系数
第4段轴封流经蒸汽量；

第5段轴封前蒸汽参数为，。
第5段轴封后蒸汽参数为。
判别系数
第5段轴封流经蒸汽量。
2.2.4、后轴封漏汽
轴封1、2段间隙面积；
第1段轴封前蒸汽参数为，。
第1段轴封后蒸汽参数为。
判别系数
第1段轴封流经蒸汽量；

第2段轴封前蒸汽参数为，。
第2段轴封后蒸汽参数为。
判别系数
第2段轴封流经蒸汽量。
由上面计算可得：
阀杆漏汽量
除氧器回收
前轴封漏汽量
流到2号高压加热器的蒸汽量
流到5号低压加热器的蒸汽量
流到7号低压加热器的蒸汽量
均压箱向前轴封供汽量;
均压箱向后轴封供汽量;
均压箱总供汽量
轴封冷却器回收前轴封漏汽量
轴封冷却器回收后轴封漏汽量
轴封冷却器总回收
ξ2.3、汽轮机各部分汽水流量
a. 1号高压加热器。1号高压加热器热平衡图如下热平衡图所示。根据表面式加热器热平衡原理可列出方程

b. 2号高压加热器。2号高压加热器热平衡图如上的热平衡图所示。根据表面式加热器热平衡原理可列出方程

=
=0.03687
c. 除氧器。除氧器热平衡图如下的热平衡图所示。根据混合式加热器热平衡原理可列出方程

=0.01820

=1-(0.0537+0.03687+0.01767+0.0148+0.0061)
=0.87086

d. 4号低压加热器。4号低压加热器热平衡图如上的热平衡图所示。根据表面式加热器热平衡原理可列出方程
=

e. 5号低压加热器。5号低压加热器热平衡图如下的热平衡图所示。根据表面式加热器热平衡原理可列出方程

=0.03345

f. 6号低压加热器和7号低压加热器。6、7号低压加热器热平衡图如下的热平衡图所示。根据混合点及表面式加热器热平衡原理可列出方程
6号低压加热器及混合点
由
则 （2564.19-369.06+298-282.85）+0.09316×（480.5-369.06+298-282.85）
+0.0026(298-282.85)+(298-282.85)=0.87086×(352.59-282.85)/0.98
7号低压加热器
由

则 （2473.34-298+282.85-150.09）+0.09316×（369.06-298+282.85-150.09）
+(369.06-298+282.85-150.09）+0.0026（3205.25-298+282.85-150.09）
=0.87086×（282.85-150.09）/0.98
联立求解上述方程，得到
=0.01786，=0.03789， =0.70822

ξ2.4、调节级详细计算
2.4.1、喷嘴部分的计算
（1）、调节级进口参数及调节级的滞止理想比焓降Δh0t。调节级进口参数即为高压缸进口参数，由于进入调节级的汽流速度很小，可以近似认为滞止参数与进口参数相等。由热力过程线的确定步骤可得：
，，，，，由前面选取其理想比焓降为 。
（2）、调节级进汽量

则调节级喷嘴流量
（3）、平均反动度，由原始资料可知。
（4）、喷嘴的滞止理想比焓降
Δh0n=(1-Ωm)Δh0t=(1-0.075)*110=101.75kJ/kg
（5）、喷嘴出口汽流速度

其中 ---喷嘴速度系数，取0.97。
（6）、喷嘴出口等比熵出口参数h1t、v1t、p1。由h0T和Δh0n求出喷嘴出口理想比焓降h1t=h0T-Δh0n=3476.75-101.75=3375kJ/kg。
该过程为等比熵膨胀过程，由h1t=3375kJ/kg、s0T=6.8042kJ/(kg·℃)查水蒸气h-s图得出口比体积v1t=0.052982m3/kg，喷嘴出口压力p1=6.2141MPa。
（7）、喷嘴压比
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.
（8）、喷嘴出口面积An。喷嘴中是亚音速流动，故
（9）、级的假想速度
（10）、级的圆周速度
（11）、喷嘴高度
（12）、喷嘴损失δhn=（1-2）Δh0n=（1-0.972）×101.75=6.013kJ/kg
（13）、喷嘴出口比焓值h1=h1t+δhn=3375+6.013=3381.013kJ/kg
由h1、p1查得s1=6.8122kJ/（kg*K),v1=0.0531993m3/kg
（14）、求动叶进口汽流相对速度w1和进汽角β1

=
=273.87m/s
=20.9°

2.4.2、动叶部分计算
（1）、动叶出口相对速度w2t和w2
=302.5m/s
w2=ψw2t=0.925×302.5=278.3m/s
式中 ψ---动叶速度系数，由ψ与Ωm、w2t的关系曲线查得ψ=0.925.
（2）、动叶等比熵出口参数h2t与v2t

由h2t，s1=6.8122kJ/（kg·K),查得v2t=0.0542553m3/kg，动叶出口压力p2=6.05998MPa.
（3）、动叶出口面积Ab=
（4）、动叶高度lb。lb=ln+Δt+Δr=24+1+1=25mm
（5）、作动叶出口速度三角形。由、、u确定速度三角形

=

（6） 动叶损失

（7） 动叶出口比焓值

由、查得，
（8） 余速损失

(9)轮周损失

（10） 轮周有效比焓降
Δhu=Δht0-δhu=110-21.2=88.8kJ/kg
(11)轮周效率。调节级后余速不可利用，系数为

(12)校核轮周效率ηu

=170.7×（437.6×0.9748+130.9×0.7009）
=88.39kJ/kg

，误差在允许范围内。
2.4.3、级内其他损失的计算
（1）、叶高损失
==×88.8=4.633kJ/k
a- 经验系数，单列级a=1.2。
（2）、扇形损失
=0.7=0.7×()2×(110-8.57)=0.035kJ/kg
（3）、叶轮摩擦损失
由前面，v1=0.0531993m3/kg，v2=0.0545011 m3/kg
V==0.0538502m³/kg
==1.2*(170.7/100)^3×(1100×10^-3)2/0.0538502=134.12kW

==kJ/kg
式中K1-经验系数，一般取K1=1.0~1.3.
（4）、部分进汽损失
鼓风损失 =(1-e-)=0.15**(1-0.3328)*0.3643=0.0145

斥汽损失 ==0.012** =0.0477

故有=+=0.0145+0.0477=0.0622
所以
=11×0.0622=6.842kJ/kg
（5）级内各项损失之和Σδh
kJ/kg
（6）下一级入口参数
=+Σδh=3379.4+8.57+14.297=3402.267kJ/kg
由，P2查得s2ˊ=6.8511kJ/（kg·k），v2ˊ=0.055346m3/kg，t2ˊ=491.62℃
2.4.4、级效率与内功率的计算
（1） 级的有效比焓降

（2） 级效率

（3） 级的内功率

ξ2.5、压力级计算
取第一级和最末级进行详细热力计算，计算过程同调节节详细计算，结果如下表所示
项目
符号
单位
调节级
第一压力级
末级
蒸汽流量
G
kg/s
51.79
50.28
35.93
喷嘴平均直径
dn
mm
1100
997
2007
动叶平均直径
db
mm
1100
997
2007
级前压力
p0
MPa
8.32
6.05998
0.022
级前温度/干度
to/xo
℃
533.1
491.6
62.2
级前速度
Co
m/s
0
0
164
级前比焓值
h0
kJ/kg
3476.8
3401.7
2426.9
圆周速度
µ
m/s
170.7
156.61
315.26
理想比焓降
Δht
kJ/kg
110
51.2321
162.92
理想速度
Ca
m/s
469
320.1
593.92
假想速比
xa

0.364
0.489
0.552
反动度
Ωm
％
0.075
0.0735
0.574
利用上级余速动能
Δhco
kJ/kg
0
0
13.448
喷嘴滞止比焓降
Δhon
kJ/kg
101.75
47.47
75.13
喷嘴出口理想速度
c1t
m/s
451.11
308.11
387.64
喷嘴速度系数
φ

0.97
0.97
0.97
喷嘴出口实际速度
c1
m/s
437.58
298.87
376.01
喷嘴损失
δhon
kJ/kg
6.01
2.81
4.44
喷嘴后压力
p1
MPa
6.2141
5.23
0.014
喷嘴后温度/干度
t1/x1
℃
483
468.3
0.899
喷嘴出口理想比体积
v1t
m3/kg
0.053
0.06196
9.5791
喷嘴出口截面积
An
m2
0.00583
0.009485
1.3210
喷嘴出汽角
α1
(º)
12.9
10.75
18.33
喷嘴高度
ln
mm
23
16
418
部分进汽度
e

0.3328
1
1
动叶进口相对速度
w1
m/s
273.87
147.92
125.38
相对于w1的比焓降
Δhw1
kJ/kg
37.5
10.94
7.86
动叶滞止比焓降
Δhob
kJ/kg
45.75
14.7
109.1
动叶出口理想速度
w2t
m/s
302.5
171.5
467.11
动叶速度系数
ψ

0.925
0.9355
0.95
动也损失
δhb
kJ/kg
6.6
1.836
10.64
动叶出口相对速度
w2
m/s
278.3
160.44
443.75
动叶出口绝对速度
c2
m/s
130.9
49.44
247.71
余速损失
δhc2
kJ/kg
8.57
1.22
30.68
动叶后压力
p2
MPa
6.06
5.187
0.00478
动叶后温度/干度
t2/x2
℃
481.6
467.2
0.874
动叶出口比体积
v2
m3/kg
0.05426
0.0626
19.446
动叶出口面积
Ab
m2
0.008734
0.017337
2.2750
动叶出汽角
β2
(º)
19.7
17.89
32.89
动叶高度
lb
mm
25
18.5
423
级理想能量
Eo
kJ/kg
110
50
176.4
轮周有效比焓降
Δhu
kJ/kg
88.8
45.4
130.6
轮周功率
pu
kW
4278.66
2131.42
4261.87
轮周效率
ηu
％
80.73
90.72
74.6
叶高损失
δhl
kJ/kg
4.63
3.4
0.375
叶轮摩擦损失
δhf
kJ/kg
2.59
1.47
0.29
部分进汽损失
δhe
kJ/kg
6.842
0
0
漏气损失
δhδ
kJ/kg
0
1.016
0.127
湿汽损失
δhx
kJ/kg
0
0
13.7442
级内有效比焓降
Δhi
kJ/kg
74.5
39.37
110.69
级相对内效率
ηi
％
67.73
78.73
62.76
级的内功率
pi
kW
3858.51
1979.77
3977.14

§2.6热经济性指标计算
2.6.1、汽轮机汽耗量计算及校核
(1)、 做功不足系数的计算

(2)、 汽轮机的汽耗量计算及校核

合理
(3)、 汽轮机功率核算

合理
2.6.2、汽轮机热耗量Q0、热耗率q0

2.6.3、绝对电效率ηa,el

§2.7轴向推力计算及安全性核算
2.7.1、调节级轴向推力计算
（1）计算叶根反动度Ωr
Ωr=Ωm=0.075
（2）求叶片受到的轴向推力

其中e=0.3328, lb=0.0247m,(p0-p2)=2.315MPa,代入后，Fzl=4932.14N。
即：调节级受到的轴向推力为4932.14N。
2.7.2、末级轴向推力计算
（1）计算叶根反动度Ωr
以末级进行计算

其中Ωm=0.574,rm【=1m,rr=0.6675m，α1m=18º20’,代入后得Ωr=0.0036。附表B-5中Ωr=0.4%
\
（2）求叶片受到的轴向推力

其中lb=0.665.m,(p0-p2)=0.0088MPa,代入后，Fzl=21105.5N。
（3）求当量隔板漏气面积

其中dp=0.745m,δp=0.0005m,Zp=3,代入后=675mm2。
（4）求叶根齿隙面积

式中：dr=1335mm, δz=7.8mm, 代入得 =32696.82 mm2，附表中=32712mm2。
（5）求q q=2.18
（6）求叶轮反动度Ωd

（7）求Pd

式中：p2=0.00461MPa, (p0-p2)=0.0088MPa, 代入得Pd=4.68kPa。
（8）求轮盘面积Ad

式中：dr=978mm, dp=590mm, 代入得Ad=963352mm2
（9）求轮盘轴向推力Fz2

式中：Ad=477581mm2，pd-p2=6.7-6=0.8kPa，代入得Fz2=83.5N
（10）作用在转子轴肩的推力

（11）综上作用在末级的力
F=21105.5+83.5-478.3=20710.6N
2.7.3、中间级轴向推力计算
（1）计算叶根反动度Ωr
以17级进行计算

其中Ωm=0..34,rm【=0.602m,rr=0.5325m，α1m=12º34’,代入后得Ωr=0.165。附表B-5中Ωr=15.6
（2）求叶片受到的轴向推力

其中lb=0.139.m,(p0-p2)=0.0725MPa,代入后，Fzl=12960.09191N。
（3）求当量隔板漏气面积

其中dp=0.59m,δp=0.0005m,Zp=5,代入后=457mm2。
（4）求叶根齿隙面积

式中：dr=1065mm, δz=2mm, 代入得 =6692.2 mm2
（5）求q q=0.4
（6）求叶轮反动度Ωd

（7）求Pd

式中：p2=0.1835MPa, (p0-p2)=0.0725MPa, 代入得Pd=0.188285kPa。
（8）求轮盘面积Ad

式中：dr=1065mm, dp=590mm, 代入得Ad=617421mm2
（9）求轮盘轴向推力Fz2

式中：Ad=617421mm2，pd-p2=6.7-6=0.8kPa，代入得Fz2=2954.3N

（10）综上作用在中间级级的力
F=12960.1+2954.3=15914.4N
2.7.4 、设计工况安全性核算
（1）总的叶片轴向力ΣFz1
ΣFz1=4932.14+20710.6+14*12960.09191=207084.03N
（2）总的叶轮轴向力ΣFz2
ΣFz2=0+0+24*2954.3=70903.2N
（3）总的转子轴向力ΣFz3
ΣFz3=-150235N
（4）总的各级轴向力ΣFz
ΣFz=207084.03+70903.2-150235
=129421.66N
（5）安全系数n
=1.50991

第三章 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m=1.15，机械效率ηm=0.98，发电机效率ηg=0.98，汽轮机漏汽量
△D0=3%D0，设计功率Pel=45MW,则：
=3.6×45000/(1191.7×0.98×0.98)+0.03D0
=167.81t/h
通过全部气门的流量
第一个汽门全开时：
第二个汽门全开时：
第三个汽门全开时：
第四个汽门全开时：
取通过第一、二、三个汽门全开
第四汽门开启
3.1.1、喷嘴部分的计算
（1） 、调节级进汽量

则调节级喷嘴流量
（2） 、反动度
（3） 、调节级理想焓降
根据设计负荷中的，，，，，，p1=6.2141MPa和等比熵膨胀过程得
变工况后的喷嘴出口压力
由，，，h1t=h0T-Δh0n查h-s图得
则
（4）、喷嘴出口汽流速度

（5） 、喷嘴压比

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
（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β1

=
=298.05m/s

3.1.2、动叶部分计算
（1）、动叶出口相对速度w2t和w2
=327.5m/s
w2=ψw2t=0.920×327.5=301.3m/s
（2）、动叶等比熵出口参数h2t与v2t

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

=

（4）、动叶损失

（5）、动叶出口比焓值

由、查得，
（6）、余速损失

（7）、轮周损失

（8）、轮周有效比焓降
Δhu=Δht0-δhu=123-26.5=96.5kJ/kg
（9）、轮周效率。调节级后余速不可利用，系数为

（10）、校核轮周效率ηu

=170.7×（462×0.9748+151.9×0.7431）
=96.14kJ/kg

，误差在允许范围内。
3.1.3、级内其他损失
（1）、叶高损失
==×96.5=5.035kJ/k
b- 经验系数，单列级a=1.2。
（2）、扇形损失
=0.7=0.7×()2×(123-11.54)=0.039kJ/kg
（3）、叶轮摩擦损失
由前面，v1=0.0547995m3/kg，v2=0.05635624 m3/kg
V==0.0555779m³/kg
==

==
式中K1-经验系数，一般取K1=1.0~1.3.
（4）、部分进汽损失
由=+=0.0145+0.0477=0.0622
所以=123×0.0622=7.651kJ/kg
（5）级内各项损失之和Σδh
kJ/kg
（6）下一级入口参数
=+Σδh=3369.02+11.54+15.535=3396.095kJ/kg
由，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

（2）、级效率

（3）、级的内功率

§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
dn
mm
2007
喷嘴高度
ln
mm
418
动叶平均直径
db
mm
2007
动叶高度
lb
mm
423
喷嘴出汽角
a1
°
18.33
动叶出汽角
β2
°
32.89
隔板轴封面积
Ap
Cm2
11.775
隔板轴封齿数
zp

3
喷嘴出口截面积
An
m2
1.3210
动叶出口截面积
Ab
m2
2.2750
3.2.2、 90%工况下末级的参数
流量
G0
Kg/s
30.75
级后压力
P2
MPa
0.0045
级后蒸汽干度
X2

0.872
3.2.3、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

kJ/kg
4.52
动叶损失

kJ/kg
7.268
叶高损失

kJ/kg
0.42
隔板漏汽损失

kJ/kg
0.05
湿汽损失

kJ/kg
0.4
叶轮摩擦损失

kJ/kg
0.20
余速损失

kJ/kg
19.86
（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=0.00478MPa和级后干度=0.874查得=7.41052 kJ/(kg.℃)。
则由=0.0045MPa与=7.41052 kJ/(kg.℃)查得；末级动叶出口蒸汽的比焓值=2247.14kJ/kg末级动叶出口蒸汽的干度=0.872，末级动叶出口蒸汽比体积=27.134m^3/kg；末级动叶出口蒸汽比熵=7.41052 kJ/(kg.℃)。
由上损失表可知
总损失（除了喷嘴损失）为： +
=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沿等压线向下移动，得到动叶出口理想蒸汽比焓值
=-=2218.942kJ/kg
根据和查焓温表得到末级动叶出口状态点3的蒸汽理想参数
=26.77236m^3/kg;=7.31782kJ/(kg*°C);=0.8603
根据1-=1-0.8603=0.1397及设计工况末级平均反动度=0.574
查附图A-2得到=1.021
又由κ=1.035+0.1x=1.035+0.1*=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==0.965
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
用动叶出口的连续方程计算动叶出口相对速度
==366.8m/s
式中 ---动叶喉部截面积
末级动叶的圆周速度=315.26m/s
由动叶出口速度三角形算出动叶出口的绝度速度

=
=199.3m/s
所以末级动叶余速损失==19.86kJ/kg
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==7.268kJ/kg
与估取的很相近，为允许误差范围内，所以不必重