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汽轮机课程设计指导书

冯慧雯 编

华 中 科 技 大 学
能源与动力工程学院

第一节 课程设计的任务与要求

1．设计题目 N25-3.5/435汽轮通流部分热力设计
2．已知参数
额定功率： Pr=25MW， 额定转速： n=3000r/min，
设计功率：Pe=20MW, 新蒸汽压力：p0=3.5 MPa,
新蒸汽温度：t0=435℃, 排汽压力：=0.005MPa，
给水温度： tfw=160~170℃， 冷却水温度：tw1=20℃，
给水泵压头：pfp=6.3MPa， 凝结水泵压头：pcp=1.2 MPa，
射汽抽汽器用汽量 △Dej=500kg/h，
射汽抽汽器中凝结水温升 △tej=3℃，
轴封漏汽量 △Dl=1000 kg/h，
第二高压加热器中回收的轴封漏汽量 △=700kg/h。
3．任务与要求
（1） 估算整机蒸汽流量及拟定热力过程曲线；
（2） 回热系统热平衡初步计算及回热系统示意图绘制；
（3） 非调节级理想比焓降分配和级数的确定；
（4） 计算调节级与非调节级通流部分几何尺寸：各级平均直径dn（b）、叶片高度ln（b）、通流面积An（b）、叶片数Zn（b）、叶宽Bn（b）、节距tn（b）、静叶片安装角、动叶片安装角、及出汽角（）、（）等；
（5） 计算级效率、级内功率、整机内功率及相对内效率；
（6） 整机校核（电功率、内效率）；
（7） 按比例绘制通流部分子午剖面流道图和各级速度三角形图，以及调节级详细热力过程曲线示意图，整机热力过程曲线图；
（8） 编写计算机程序方框图；
（9） 编写计算机运算程序；
（10） 调试并运行热力设计计算机程序；
（11） 编写课程设计说明书（说明书规格按学校要求，内容为上述计算内容）。

第二节 多级汽轮机热力计算一般原则
—— 各级型式、结构、参数的选择

一、通流部分的合理成型
在凝汽式汽轮机中，由于蒸汽在膨胀过程中比容变化的结果，蒸汽的容积流量GV变化很大。所以在设计凝汽式汽轮机时，如何使蒸汽通流部分的成型满足于蒸汽流动的这一特性——使通流部分平滑地变化极为重要，必须以此作为出发点。诚然，要使设计的汽轮机有较高的效率，尚须使各级的速度比xa=u/ca等于其最佳值，各级的喷嘴，动叶片有足够的高度，选择最好的型线，合理的间隙和反动度等，但最终须保证通流部分平滑，不然以上的措施就会失去其积极意义。一般使机组的通流部分轮廓的锥角不超过30º。
可采用改变各级的理想比焓降分配，直径，喷嘴和动叶片的型线（角度）以及反动度的方法，来保证通流部分平滑变化。保证了通流部分平滑地变化就能实现全部或部分利用前级余速损失这个要求。
另外，喷嘴、动叶型线（角度）的选择除了根据效率及通流部分平滑的条件外，最好在各个级组或整个机组中用统一的型线。
设计通流部分时，要保证热力计算中的数据和要求。除调节级和末几级外，其它各级应尽量避免使蒸汽速度超过临界值。
为保证机组有较高的效率，除了上述措施外对下面几个问题也应重视。
（a）各级反动度的合理选择：
实际运行证明，反动度（平均轮径处）Ωm选择得过大或过小，都会带来附加损失。根据试验资料，建议在设计工况下选择反动度Ωm的原则是：使叶根部处的反动度在3%~5%之间。对调节级可使根部反动度为0~5%。
（b）各级速度比xa的合理选取。
为使整机的效率高，必须使各级的速度比xa接近最佳值。通常选取范围如下：
复速级的速度比范围： xa=0.20~0.28
单列调节级的速度比范围： xa=0.40~0.45
高、中压非调节级的速度比范围： xa=0.46~0.50
扭叶片低压级的速度比范围： xa=0.48~0.6
速度比xa与反动度Ωm、部分进汽度e有密切的关系。对应一定的Ωm、e，有一xa与之对应。一般说来，最佳的xa值随反动度Ωm、部分进汽度e的增加而增大，随Ωm、e的减小而减小。
另外，喷嘴与叶片出口截面积之比f=Ab/An主要取决于反动度Ωm和速度比xa，Ωm越小，xa越小，f就越大。Ωm与f之间是相互对应的，选定其中一个参数，另一个参数也就决定了。
（c）合理地选择通流部分的各项间隙：
表1 （单位：mm）
喷嘴高度
≤50
51—90
91~150
＞150
叶顶盖度Δt
1.5
2
2—2.5
2.5~3.5
叶根盖度Δr
0.5
1
1—1.5
1.5
直径差db-dn
1
1
1
1~2
喷嘴闭式间隙δ2
1~2
2~3
3~4
4~6
动叶闭式间隙δ3
2.5
2.5
2.5
2.5
总轴向间隙
5~6
6~7
7~8
8~10

叶顶径向间隙，=(0.5~1.5)(mm)；—围带厚度，=2.0~ 4.0（mm）；
—喷嘴闭式间隙，—动叶闭式间隙，—顶部盖度，—根部盖度，以及叶片高度可查表1。
这些几何参数选择得合理与否，直接影响到机组运行的经济性与可靠性。
二、配汽机构的合理选择
汽轮机的配汽机构有各种不同的型式。由于它们各具自己的优缺点，因而应根据所设计机组的类型和用途的不同来选取。一般来说，设计带基本负荷的机组，由于其在运行过程中，长期处在经济工况下工作，要求有较高的经济性，可采用节流配汽或喷嘴配汽。设计带尖峰负荷的机组，希望在变动工况下效率变化比较小，一般采用喷嘴配汽较合理。
三、调节级理想比焓降的合理选择
现代汽轮机大多数采用喷嘴配汽，影响其经济性的主要因素之一是调节级理想比焓降值的大小。在选择调节级理想比焓降值时，应充分考虑到该机组在变工况时的工作条件，正确地选择调节级的尺寸和型式，使它能保证在给定的蒸汽参数和功率的各个持久工况时，具有较高的经济性。这是汽轮机初步设计的主要任务之一。
（a） 调节级型式的选择，即采用单列级还是复速级，须根据机组承担负荷情况而定。单列级在设计工况下有较高的效率，但能承担的理想比焓降较小，机组投资费用较大，因此大容量机组及带基本负荷的机组采用单列级作为调节级。复速级能承担的理想比焓降较大，在变工况时其效率变化较小，可减小机组级数、转子长度和尺寸，使结构简化；还可降低调节汽室压力和温度，减小轴封漏汽。中、小型汽轮机常采用复速级作调节级。
（b） 调节级理想比焓降的选择：
复速级一般在195~300（KJ/kg）之间；
单列级一般在80~130（KJ/kg）之间。
（c） 调节级平均直径的选择
中压机组（套装叶轮） dm=(1000~1200mm)
高压机组（整锻转子） dm=(900~1100mm)
除此之外还要求最大工况下调节汽室的最高温度符合材料要求，对套装叶轮不超过350（℃），对整锻载子不超过530（℃）。
四、非调节级特点
一般对于凝汽式轮机，非调节级即调节级后各级按特点分为：高压级、中间级和低压级。
（a） 高压级：蒸汽容积流量很小，设计时应尽量提高叶片高度。常选用较小直径，或较小的比焓降，或较小的喷嘴出汽角α1(α1=11º~14º)，以提高叶高ln，来提高效率。当ln过低时，则采用部分进汽来提高级效率。
（b） 容积流量较大的中间级：叶片高, 效率也高，较易设计。
（c） 末几级在真空下工作的低压级：为适应容积流量急剧变化的需要，叶高和平均直径同时放大。当径高比d/l≤8~10时选用扭叶片级。根部反动度Ωr可选用(0~5)%。为使通流部分平滑变化，并且设法避免采用缩放喷嘴，级平均轮径处反动度Ωm应逐级增大。末级Ωm可达0.3~0.55。

第三节 多级汽轮机初步热力设计一般程序
初步热力设计的主要任务是：根据给定的条件（汽轮机型式，额定功率Pr，蒸汽初参数p0、t0，排汽压力pc及工作转速n）确定机组的相对内效率，汽耗量及通流部分的主要几何尺寸。
首先选择汽轮机的配汽方式（假定采用喷嘴配汽），确定设计工况，即确定经济功率Pe，然后进行下列计算。
一．汽轮机进汽量D0的初步估算和近似热力过程线的初步计算
1、根据已知的p0、t0和pc，确定蒸汽通过主汽门、配汽机构及排汽管中的压力损失。
一般全开阀门进汽机构的节流损失取：△p0=(0.03～0.05)p0
排汽管中的压力损失取 △pc=pc
或 △pc=(0.02～0.06)pc
其中：λ——与排汽管的结构和流速有关的阻力系数。一般λ=0.05～0.1
Cex——排汽管中汽流速度
通常凝汽式轮机 Cex =(80～100) （m/s）
背压式汽轮机 Cex =(40～60) （m/s）
所以调节级前压力 = p0-△p0
末级动叶后压力
2、参考同类型、同容量的汽轮发电机组，选取机组的相对内效率、发电机效率ηg和机械效率ηax。
由于相对内效率ηri取决于汽轮机内部各项损失，这些损失又与蒸汽流量及通流部分的几何参数有关，因此只能初步估计（ηri），待热力计算后将计算的相对内效率ηri与估计值（ηri）进行校核。若△η＜1%，为合格，否则重新计算直至满意。
此处
表2 汽轮发电机组的各种效率范围
额定功率（MW）
0.75~6
12~25
50~100
＞125
机械效率（%）
0.965~0.985
0.985~0.990
0.990~0.995
0.995
发电机效率
（%）
全负荷
0.930~0.960
0.965~0.975
0.980~0.985
0.985~0.990
半负荷
0.910~0.940
0.945~0.960
0.965~0.980
0.980~0.985
相对内效率（%）
0.760~0.820
0.820~0.850
0.850~0.870
＞0.870
3、近似热力过程线的初步拟定：
由p0、t0及pc在h-s图上可查得整机的理想比焓降和有效比焓降=。
考虑了进汽机构的节流损失后，可求得调节级前的蒸汽状态点“1”。考虑了排汽管压损和末级的余速损失后，可得末级动叶蒸汽状态点“4”，末级余速损失可由下式近似的估计：

凝汽式汽轮机热力过程曲线的拟定方法为：
用直线连接“1”、“4”两点，求出中点“2′”，并在“2′”点沿等压线向下移12—15（kJ/kg）距离求得“2”点。通过“1”、“2”、“4”三点作光滑曲线，即为凝汽式汽轮机的近似热力过程线。如图1（a）所示。一般汽轮机厂常采用图1（b）的方法作近似热力过程曲线。

图1 凝汽式汽轮热力过程曲线的拟定
4、蒸汽流量D0的初步估算：
D0=3600Pem/（kg/h）
式中：m——考虑回热抽汽进汽量增大的系数；它与回热级数、给水温度及机组参数和容量有关；通常m=1.15—1.25
△D——考虑阀杆漏汽和前轴封漏汽及保证发出经济功率的蒸汽余量；通常
△D =(3～5)%D0 （kg/h）

二、回热系统热平衡初步估算
1． 给水回热参数确定
提高机组循环效率的重要措施是采用回热循环，即在汽轮机中采用多级抽汽，逐级加热给水，使凝结水在进入锅炉以前先加热到一定的温度。
在分析回热系统时，需要选择确定给水温度、抽汽级数以及加热器端差和抽汽管道压损。通常用较高的给水温度，增多抽汽级数，降低加热器的端差及抽汽管道的压损，都能提高循环效率，但也增大了投资费用。因此，必须通过技术经济比较，合理确定这些参数。现将根据实践经验及一些分析的结论简述如下：
（a）温度tfw：
在其它条件不变时，回热级数越多，给水温度越高，循环效率也将越高。但同时使锅炉排烟温度相应升高而降低了锅炉效率。因此给水温度的选取要将循环热效率、锅炉效率及投资联系起来综合考虑确定。通常给水温度选为初蒸汽压力下饱和温度的（0.65～0.75）倍。
（b）回热抽汽级数Zfw
回热抽汽级数主要与蒸汽参数、给水温度及机组容量有关。见表3。
表3 回热级数和给水温度
初压（MPa）
初温（℃）/再热温度（℃）
回热级数Zfw
给水温度tfw（℃）
2.35
390
1～3
105～150
3.43
435
3～5
145～170
8.82
535
6～7
210～230
12.73～13.24
535/535
7～8
220～250
16.18
535/535
7～8
245～250
23.5
565/565
8～9
270～300
在选择回热汽级数时，同时确定各级之间的给水比焓升分配。在结构可能的条件下，对于非再热机组，通常采用接近于等比焓升（等温升）的分配原则。所以每级加热器中给水的比焓升△hfw为
△hfw=(hfw-)/Zfw 或△tfw=(tfw - )/Zfw =25±5（℃）
其中hfw、tfw为给水比焓值与温度
和为凝汽器中凝结水的饱和温度和比焓值。
（c）表面式加热器端差：
回热抽汽凝结水温度与加热器出口的给水温度之差称为加热器端差。减小可以提高热经济性，但加热器的面积增大，使投资增加，因此要由技术经济比较确定。一般小功率机组=6～8(℃)，中压、中等功率机组=3～6(℃)，高参数、大功率机组=-1～3(℃)。
（d）抽汽管道压损△pe
△pe与管道内蒸汽流速（通常在45～60（m/s）范围内）、管道长度及形状等因素有关。
通常取 △pe=(5～8)%pe （pe为抽汽压力）
根据给水温度tfw，传热端差和回热抽汽级数Zfw，以及抽汽管道的压力损失△pe，回热抽汽级数基本上可分为两段确定，除氧器前的低压加热器数和除氧器后的高压加热器数。级数确定之后，则每级加热器中给水比焓升或温升也就确定了，则各加热器的出口给水温度tw2也就确定了。根据传热端差可确定各加热器内抽汽凝结水的温度=tw2+，继而可查得对应下饱和蒸汽压力，即各加热
表4 某25MW凝汽式机加热器汽水参数
加热
器号
抽汽
压力
pe(MPa)
抽汽
比焓he
(kJ/kg)
抽汽管
压损
△pe/pe(%)
加热器
工作压力
(MPa)
饱和水
温度
(℃)
饱和水
比焓
（kJ/kg）
出口
端差
δt(℃)
给水出口
水温
tw2(℃)
给水出
口比焓hw2
(kJ/kg)
H1
0.745
2996.7
8
0.686
164.17
693.6
5
159.17
675.2
H2
0.316
2832.4
8
0.290
132.42
556.6
5
127.42
539.3
HD
0.142
2703.4
17
0.118
104.25
437.0
0
104.25
437.0
H3
0.086
2629.6
8
0.079
93.15
390.2
3
90.45
378.4
H4
0.029
2482.8
8
0.027
66.37
277.8
3
63.37
266.1
器内抽汽压力，以及汽轮机各抽汽室的压力pe（pe=+△Pe）。在h-s图上近似热力过程线中，分别找到各抽汽点的焓值he，并将其列于下表中
2. 绘制原则性热力系统图

图2 25MW凝汽式汽轮机回热系统示意图
2． 回热系统热平衡估算：
回热系统的热平衡估算，即计算各级抽汽量。一般从高压加热器向低压加热器逐级进行。
1）H1——1号高压加热器的平衡方程式为：

或
式中：——第一段抽汽量 （kg/h）
Dfw——被加热的给水量，可取Dfw=D0（kg/h）
he1——抽汽比焓，根据抽汽压力pe1在h—s图中近似热力过程线中查得（kJ/kg）
——相对压力下的蒸汽凝结水焓（kJ/kg）
hw2、hw1——加热器出口和进口水焓（kJ/kg）
△he1—一公斤蒸汽所放热量，△he1 =he1-（kJ/kg）
2）H2——2号加热器热平衡方程为
ΔDe2=Dfw(hw2–hw1)/(Δhe2ηh)–ΔD'e1–ΔD"l
式中：e2、Dfw、hw2、hw1、△he2、ηh意义同上。
ΔD'e1——为第一级抽汽的凝结水回流到H2加热器中，使抽汽量减少的相当量
即
ΔD"l——为前轴封漏汽量中一部分△Dl引至H2中，使抽汽量减少的相当量
ΔD"l=(hl–h'e2)ΔD'l /Δhe2
式中：hl——轴封抽汽比焓值，可根据节流特点取为调节级汽室的比焓值。
3）Hg——除氧器可列出下列质量平衡方程

其热平衡方程式为：

式中： =hw2——除氧器抽汽凝结水比焓，也即除氧器出口水比焓（kJ/kg）
Dcw——进入除氧器凝凝结水量，即给水量（kg/h）
——除氧器抽汽量（kg/h）
其余参数与前同。
将上两平衡方程联立解，可得除氧器抽汽量。
H3、H4低压加热器可列出与H1相类似的热平衡方程，解得各段抽汽量，此处从略。
4）射汽抽汽器
一般中、低压汽轮机组，射汽抽汽器的工作蒸汽引自新蒸汽。射汽抽气器的出口水温。
其中 tc——对应凝汽器压力下的饱和蒸汽温度
△tej——抽气冷却器凝结水加热温升，一般△tej=（3～8）（℃）
5）将计算结果列于下表。

项 目
符 号
单 位
加热器号
H1
H2
Hg
H3
H4
抽汽压力
pe
MPa

加热器压力

MPa

抽汽比焓
he
kJ/kg

压力下饱和温度
te
℃

压力下饱和水比焓

kJ/kg

每公斤蒸汽放热量
△he
kJ/kg

被加热的给水量
Dfw
kg/h

给水进口温度
tw1
℃

给水进口水比焓
hw1
kJ/kg

加热器端差
δt
℃

给水出口温度
tw2
℃

给水出口比焓
hw2
（kJ/kg）

给水比焓升

（kJ/kg）

抽汽量

kg/h

三、调节级详细计算
1、 根据调节级的选择原则，选择调节级的型式、平均直径dm和速度比xa，确定级的理想比焓降。（假定选用复速级作调节级）。
2、 选择反动度Ωm和叶片型线。
选择反动度Ωm与xa及部分进汽度有关。
目前在生产中广泛采用，并具有较高效率的复速级型组合有以下几种：
（1）△ht=（210～280）kJ/kg dm=1150（mm）
叶栅
叶型

安装角
叶高（mm）
喷嘴
30.2Tc-2Б
0.25
39°
20
第一列动叶
38Tp-1Б
0.312
81°
24
导叶
32Tp-3A
0.420
80°
28
第二列动叶
38Tp-5A
0.573
79°
32

喷嘴
第 一列动叶
导叶
第二列动叶
型线
32Tc-1A
45Tp-0A
45Tp-2A
45Tp-4A
表5 苏字（MEN）双列调节级叶型基本数据
项 目
型 线
出口角范围
进口角范围
相对节距
相对面积比
喷 嘴
TC-1A
11°～14°
70°～100°
0.70～0.75
1.00
第一列动叶
TP-0A
14°～16°
20°～30°
0.67～0.72
1.48～1.55
导 叶
TP-2A
19°～22°
25°～40°
0.59～0.64
2.45～2.60
第二列动叶
TP-4A
29°～31°
45°～60°
0.50～0.56
3.50～3.80
喷 嘴
TC-2Б
14°～17°
70°～100°
0.70～0.75
1.00
第一列动叶
TP-1Б
17°～20°
20°～28°
0.60～0.65
1.45～1.50
导 叶
TP-3A
23°～25°
30°～45°
0.56～0.63
2.35～2.45
第二列动叶
TP-5A
31°～34°
45°～60°
0.50～0.56
3.10～3.80
表6 双列级各列叶栅面积比范围
理想比焓降
△h1(kJ/kg)
压力比
ε
第一列动叶
出口面积比
Ab/An
导叶出口
面积比
Ag/An
第二列动叶
出口面积比
Ab/An
＜210
＞0.55
1.50～1.55
2.35～2.50
3.40～3.80
210～299
0.55～0.35
1.53～1.59
2.40～2.60
3.45～3.80
单列调节级型线组合有
叶栅
型线

叶高mm
型线

型线

喷嘴
Tc-1A
12º55ˊ
22.9
Tc-1A
10°~13°
Tc-2A
14°～16°
动叶
Tp-2A
19º43ˊ
24.7
Tp-1A
16°~17°
TP-2A
18°～21°

3、调节级详细计算
按速度三角形法计算。
1）喷嘴理想比焓降：△hn=(1-Ωm)△ht（kJ/kg）。
由、h0、△hn在h-s图上查得喷嘴后压力p1和比容VIt，
对双列级Ωm=Ωb+Ωg+Ωb'。
2）根据压力比εn=p1/判别蒸汽在喷嘴出口属亚音速流动还是超音速流动，选择喷嘴型线和出汽角。
3）喷嘴出口汽流速度：clt=44.72(m/s)
图3 喷嘴和动叶的流量系数图
c1=φc1t (m/s)
1） 喷嘴出口面积
An=×104 (cm2)
式中 μn——喷嘴流量系数，由图3查得。
当0.4＜εn＜εc r 时，汽流在斜切部分发生膨胀，产生偏转，
则 （An）min= (㎝2)
式中：p0——（Mpa），V0—（m3/kg），G——（kg/s）。
偏转角可由下式近似计算

式中： ccr——临界速度，ccr=44.72 (m/s)
△hcr——可根据临界压力pc r=εc rp0，在h-s图上查得临界比焓值hcr，
△hc r=h0-hc r（kJ/kg）
Vcr——临界比容，可根据pc r与等熵线交点查得，（m3/kg）。
5）喷嘴出口高度ln和部分进汽度e
当εn＞εc r时，lne =
当0.4＜εn＜εc r时，ln e=
要求: ln＞12～16mm，e＞0.15～0.3。
对于一定级，ln、e为一常数，且有一最佳值，即使叶高损失△hl和部分进汽损失之和为最小值时所对应的ln、e。设计时应取ln、e为最佳值。
6）喷嘴损失
图4 ψ与Ωm和W2t 的关系曲线
△hn=(1-φ2)△h*n （kJkg）
在h—s图上可作出喷嘴的热力过程线，确定进入动叶的蒸汽状态点。
7）动叶进口汽流角和相对速度

（当p1＞pcr时，δ1=0）
作出动叶进口速度三角形
△hw1= （kJ/kg）
在h-s图上查得
8）第一列动叶理想比焓降：
△hb=Ωb△ht（kJ/kg）
滞止理想焓降
△hb*=△hb+△hw1 （kJ/kg）
9）动叶出口汽流相对速度
w2t=44.72 （m/S）
w2=ψW2t （m/S）
式中：ψ根据Ωb和W2t在图4中查得
10）动叶损失 △hbξ=(1-ψ2)△h*b （kJ/kg）
根据△hb和△hbξ在h-s图中作出动叶热力过程曲线，查得第一列动叶后的蒸汽状态点，参数p2和V2。
11）动叶出口面积
Ab=×104 （cm2）
一般动叶由于反动度较小，动叶内汽流膨胀不大，故动叶出口汽流均小于音速。但对凝汽式汽轮机末级，由于Ωm接近0.5或者更大，故动叶出口汽流速度可能达到超音速，则同样要进行临界判别，其方法同喷嘴。
12）动叶出口高度lb和汽流出口角β2
动叶进口边高度一般取，其中，（和见表1），对于短叶片级，一般，对长叶片级，要求γ＜15º～20º，见图5。
图5 级的通流部分
β2=sin-1
13）动叶出口汽流速度c2和出汽角α2
α2=tan-1
c2=（m/s）
作出动叶出口速度三角形。
14）导叶的理想比焓降
Δhg=ΩgΔht
△=Ωg△ht+
在h-s图上查得导叶出口汽流理想状态点，得。
15）导叶出口理想速度 =44.72(m/s)
实际速度 =ψg(m/s)
其中ψg根据和Ωg查图4得。
16)导叶内损失 △hgξ=(1-ψg2)△ （kJ/kg）
在h-s图上作出导叶热力过程曲线，得导叶出口汽流状态点、压力和比容。
17）导叶出口截面积 Ag=×104 （cm2）
导叶进口高度
18）导叶出汽角 =sin-1
19）第二列动叶进口相对速度和方向
=tan-1
= （m/s）
作出第二列动叶进口速度三角形。
20）第二列动叶理想比焓降
=ht （kJ/kg）
ht+（kJ/kg）
21）动叶出口理想相对速度 =44.72(m/s)
动叶出口实际相对速度 (m/s) ( ψ'查法同前)
22）第二列动叶损失 （kJ/kg）
由和。在h-s图上查得第二列动叶出口汽流压力和比容，作出第二列动叶的热力过程线，并得到第二列动叶的出口蒸汽状态点。
23）第二列动叶出口截面积 （cm2）
动叶进口高度
动叶出口高度
24）动叶出口汽流角
25）动叶出口汽流绝对速度方向
其大小
26）余速损失 （kJ/kg）
27）轮周有效焓降（不计叶高损失）
（kJ/kg）
28）轮周效率及校核
（调节级）

，若则合格
若，则说明计算有错。必须予以改正。
29）叶高损失 （kJ/kg）
复速级系数a=2，叶片高度 l=
单列级系数a=1.6 (包括扇形损失)，或a=1.2 (不包括扇形损失)；。
30）轮周有效比焓降 (kJ/kg)
轮周功率 （kw）
31）部分进汽损失和叶轮摩擦损失
摩擦叶轮损失
双列级为上式两倍。
式中： db——平均直径，（m）。
部分进汽损失
式中： Ke——经验系数，单列级Ke=0.15；双列级Ke=0.55；
——经验系数，单列级=0.012；双列级=0.016；
Zm——喷嘴组数，即调节阀数，当e=1时，Zm=0。
32）级有效比焓降 （kJ/kg）
内功率 （kw）
33）级效率
4、叶栅几何参数的选择
叶片宽度Bn、Bb、应按强度计算结果决定，也可参考同类型机组选取，一般Bn=30～70（mm），Bb=25～30（mm）。
在选取动静叶出口角、及动静叶宽度同时，还须选取相对节矩，对一定的叶型，具有最佳的变动范围，应在此范围内选择。式中bn、bb为叶栅的弦长，可根据相似变换计算得。
叶片型线决定后，以上各参数均为已知，则可确定喷嘴数与动叶片数：；然后取整。
一般从强度考虑叶片数取为偶数。计算出准确节距tn、tb，并校核、是否在最佳范围。
5、绘制出调节级详细热力过程曲线。
四、压力级焓降分配和级数确定
在计算压力级时，主要应保证通流部分平滑，而通流部分的变化，主要取决于第一级和最末一级的几何尺寸。因此，设计应从这两级平均直径的预先估算开始。由这两级的直径拟出全机通流部分的变化规律，估计全机级数，初步定出各级比焓降，然后再进行各级详细计算。
1、第一非调节级平均直径的估计
第一非调节级的直径，可以根据末级和调节级直径适当地估取。由于调节级的部分进汽度在工况变动时是变化的，而且与第一非调节级的部分进汽度不同，因此两级直径不能相同。一般两级直径差不小于（50～100）（mm）。另外，对单缸汽轮机来说，首末两非调节级的直径之比不应小于（0.46～0.6）。
第一非调节级的平均直径也可由下式估算。
或
上式是根据速度比关系所得。其中
——第一级理想比焓降，可假设=50 （kJ/kg）
2、凝汽式汽轮机末级平均直径的估取
末级平均直径可选用通用级平均直径或根据首末两压力级平均直径比d1:dz≥0.46～0.6确定，25MW机组末级直径(dm=1.72m)
3、凝汽式汽轮机级数及焓降的确定
级数的确定可以采用图解法，一般步骤如下：
1） 确定非调节级通流部分平均直径的变化规律。
在横坐标上任取线段BD表示第一非调节级末级之间的动叶中心距。在BD两端的纵坐标上按比例绘出第一非调节级和末级的平均直径，如图6中AB和CD。用一条逐渐上升的光滑曲线把A、C两点连起来，此曲线即表示非调节级各级平均直径的变化规律。
图6 压力级平均直径变化规律
2）级数的确定
在图上画出速度比xa的变化曲线，速度比xa的数值应与各级的最佳速度比相符合。然后求出平均理想比焓降。将BD分成m等分（m＞5），并在各等分线上找出相应的各级直径下的速度比，则各级理想比焓降为
(kJ/kg).
图7 分配比焓降用的热力过程曲线
非调节级平均理想比焓降为并绘出变化曲线。
非调节级的级数
(取整)
式中： ——由调节级终点比焓到末级动叶后压力求得的理想比焓降。见图7。
——重热系数。
重热系数值先假设（凝汽式汽轮机=0.03～0.08），待级数确定后再校核，效核公式为

式中：K——系数。
过热蒸汽区工作K=0.2；饱和蒸汽区工作K=0.12；部分在饱和区，部分在过热区工作时K=0.14～0.18；压力级组效率。
3）比焓降的分配
在图6中，将BD分成（z-1）等分，可找出每一级的理想比焓降，速度比和平均直径，将它们列于下表：
级 号
1 2 Z
总 和
平均直径Dm

速度比xa

试算比焓降

最后确定的比焓降

表中
也可不平均分配给每一级，对不能利用前一级余速的级可适当多加一点。
比焓降分配好后，可按分配的比焓降在h-s图上得到相应的各级压力，再与回热系统要求的抽汽点压力相比较，看是否重合或较接近。往往不能与原选的抽汽压力完全重合，故必须进行适当调整。调整时应注意如下几点：①除氧器的抽汽压力不可太低，否则负荷变小时不能保证除氧；②除氧器前一级抽汽压力不可过高，否则容易引起给水在除氧器中自沸腾；③满足给水温度。调整抽汽参数后的回热系统需要重新计算，以便最后确定各级抽汽量
五、非调节级详细计算
确定了各级比焓降之后，就可以从第一非调节级开始逐级进行详细计算。计算方法与步骤与调节级相同，此处不再重复。
计算时应注意以下几点：
1） 各级蒸汽量：由于存在前轴封漏汽和回热抽汽，因此通过各级的流量不会都相等。
2） 为使汽轮机制造方便，降低成本，尽量使大多数级的喷嘴和叶片型线相同，并尽量与已有产品通用。
3） 余速利用系数：
当相邻级的部分进汽度相同，平均直径变化不大，轴向间隙也不大时，余速利用系数μ2可取0.8~1。
当相邻级的部分进汽度不等，或平均直径有突变时，则前级余速不能为下级所利用，μ2=0。
4） 必须保证通流部分平滑。若需在高度上作少量改变，可以通过改变级的反动度和角度ɑ1或β2来实现。如要作较大改变，则必须改变平均直径。
5） 额定功率的保证：在选定经济功率下调节级的进汽度时，应考虑留有足够余量，以备增加喷嘴数来保证通过额定功率下所需的蒸汽流量。
调节级的喷嘴通流面积要比额定功率时所需值大，以保证由于制造误差，初参数降低或背压升高时仍能发出额定功率。所以在正常参数下，机组出力可提高。对中、低压机组可提高出力(20～30)%，对于高压机组可增大出力(10～20)%。
6） 隔板汽封直径的初步确定
对于整锻转子，汽封直径即是转子直径。对于红套叶轮的转子，汽封直径为叶轮轮鼓直径，即主轴直径D小于轴封直径Dl，通常小(80～100)（mm）。
主轴直径可根据转子的临界转速ncr来决定。也可根据已有选取。中压凝汽式汽轮机，转速n=3000r/min，ncr=（1600～2200）r/min。设计的经验数据见下表：
机组容量（KW）
轴承距离L（m）
转子重W（kg）
D（mm）
Dl（mm）
25000
3.2～4
7000～11000
320～420
400～540
12000
2.5～3
4000～7000
250～320
340～440
6000
2～2.5
2500～4000
190～240
270～360

图8 叶顶漏气损失计算经验系数曲线

7） 压力级详细计算中，需计算隔板漏汽损失、叶顶漏汽损失及湿汽损失，可用下式近似计算：
a）隔板漏汽损失
式中： Ap——汽封间隙面积m2
——级轮周有效比焓降
Zp——汽封高低齿数，若为平齿需修正
b）叶顶漏汽损失可用下面经验公式计算
（kJ/kg）
式中
、、——系数可由图8中查得。
c）湿汽损失 （kJ/kg）
式中 级前后平均蒸汽干度
六、整机校核
当整机各级热力计算进行完后，应对整机的相对内效率、内功率及蒸汽流量进行校核。详细计算结果所得内功率和内效率与原要求的内功率和估计的内效率的相对误差应分别＜1%。有时为了弥补计算中误差，内功率可考虑2%的保险值。
经校核后的流量相对误差差也应在一定范围内，当相对误差＜1%时，为合格；在＜1%与3%之间时，可根据计算所得流量与原先估计值按比例地修正喷嘴和动叶的高度，级效率和全机效率可不修正；若是相对误差大于3%，则应根据计算所得流量进行第二次计算。

附 录
附表1-8 N50-8.82-535型汽轮机热力
序
号
项 目
符号
单位
1
2
3
4
5
6
7
8
1
蒸汽流量
D
t/h
170.09
166
166
166
166
166
156.1
156.1
2
喷嘴平均直径
dn
mm
1100
996.5
998.5
1001
1004
1008
1010
1015
3
动叶平均直径
db
mm
1100
997
999
1002
1005
1009
1011
1015
4
级前压力
p0
MPa
8.38
6.01
5.13
4.08
3.70
3.12
2.62
2.19
5
级前温度/干度
t0/x0
℃
534
492
467.5
447
426
405
383
361
6
级前比焓值
h0
kJ/kg
3479.6
3404.3
3366.6
3328.0
3288.1
3248.2
3207.4
3165.5
7
圆周速度
u
m/s
173
156.5