第三章汽轮机的变工况(完整)
v0* —喷嘴前滞止状态的蒸汽比体积
（三）彭台门系数
在利用上述公式计算时，必须先判断喷嘴中的汽流 是亚音速流还是临界流，然后再选用式（3—7）或式 （3—8）计算。在实际计算中，为方便起见，引入一个 流量比的概念。
通过喷嘴的任一流量与同一初始状态下的临界流量 之比，即 G
Gcr
其值为
G nGt Gt
一、喷嘴叶栅的流量特性
（一）喷嘴的理想流量
流经喷嘴的蒸汽流量可根据连续方程求得。对于
等熵流动，通过喷嘴的理想流量
G
为
t
Gt
An
c1t v1t
5
式中 A—n —喷嘴出口面积， m；2
c1t ——喷嘴出口理想速度，m s ；
v1t ——喷嘴出口理想比体积，m3 kg ；
又由于
c1t
k 1
2k k 1
p0*v0*
1
p1 p0*
k
1
并考虑到等熵流动时
1 v1t
1 v0*
p1 p0*
k
，所以对于等
熵流动，通过喷嘴的理想流量可改写为
Gt An
2k k 1
p0* v0*
k
2 n
k 1
nk
（3—2）
令 dGt 0 可求得通过喷嘴最大流量时的
d n
n 值为
k
n
k
2 k1 1
cr
3 — 3
行，这部分是紊乱膨胀。不能用来提高汽流速度，故是 附加损失，此现象通常称为膨胀不足现象。
实际计算证明在小于临界流 量范围内即右图中的BC曲线 可以足够精确地用四分之一 椭圆弧代替。
考虑了流量系数后，实际临界流量Gcr
n Gt
cr
的计算公
式为
过热蒸汽 n 0.97
饱和蒸汽 n 1.02
Gcr 0.647An
p0* v0*
Gcr 0.648An
p0* v0*
近似相等
Gcr 0.648An
p0* v0*
式中
Gcr —通过喷嘴的临界流量 An —通过喷嘴的临界流量 p0* —喷嘴前滞止状态的蒸汽压力
➢ 分析研究汽轮机变工况的要求：了解流量变化后，级或级 组的压力、焓降、反动度、轴向推力的变化规律，判断机 组通流部分工作是否正常；了解变工况后机组的经济性以 及某些零部件的安全性。
本章主要内容
喷嘴的变工况 级与级组的变工况 汽轮机的调节方式及调节级变工况 滑压运行的经济性与安全性 汽轮机轴向推力的变化规律 蒸汽参数变化对汽轮机工作安全性的影响
k
2
k 1
k 1
思考： 与什么有关系？
将不同的 值代入式（3—4）中，则有
过热蒸汽
Gt cr 0.667An
p0* v0*
饱和蒸汽
Gt cr 0.635An
p0* v0*
由此可见，对于一定的喷嘴和一定性质的蒸汽，临
界流量只与蒸汽的初参数有关，并随初压的升高而增加。
（二）流过喷嘴的实际流量
第三章 汽轮机的变工况
讲授 何强龙
➢ 研究汽轮机变工况的目的：分析汽轮机变工况下的热力过 程，蒸汽流量、蒸汽参数的变化，不同调节方式对汽轮机 工作效率的影响；了解汽轮机在不同工况下的效率、各项 热经济指标以及主要零部件的受力情况，以保证汽轮机在 这些工况下安全、经济运行。
➢ 研究方法：在选定参考工况(如额定设计工况或最大工况) 下，以喷嘴非设计工况的运行特性分析为基础，将汽轮机 通流部分划分为调节级、中间级组和末级组三部分，分析、 估算流量与热力参数相对于参考工况的相对变化。分析研 究变工况，是以级的原理为主要基础，因此对级的工作原 理有较好的理解，才能顺利学习汽轮机的变工况特性。
实际流动过程中由于存在损失，因此流过喷嘴的实际 流量不等于理想流量，它们之间的关系可表示为
G
An
c1 v1
An
c1t
v1
v1t v1t
Hale Waihona Puke v1t v1GtnGt
式中，n
v1t v1
称为喷嘴的流量系数，是实际流量与理
想流量之比。
影响流量系数的因素？
当喷嘴在过热蒸汽区工作时 n n 1
当喷嘴在过热蒸汽区工作时 v1t v1 1
由式（3—3）可见，当 n cr 时，喷嘴达到临界流动
状态，喉部截面气流速度为临界流速 ccr，通过喷嘴
的流量也达到最大值，此时的喷嘴流量称为临界流量，
将 cr 的表达式代入式（3—2），得
k 1
Gt Gt cr An
k 2 k1 k 1
p0* v0*
An
p0* v0*
（3—4）
k 1
定功率不是汽轮机的最大功率，也不是最经济的功率，只 是出厂时厂家设定的一个它所能完成的比较合适的功率， 在此功率下它运行平稳，且寿命会受伤害最少！
4
第一节 喷嘴的变工况
• 研究喷嘴的变动工况，主要是分析喷嘴前后压力与 流量之间的变化关系，喷嘴的这种关系是以后研究 汽轮机级和整个汽轮机变工况特性的基础。喷嘴又 分渐缩喷嘴和缩放喷嘴两种型式。
Gcr n Gt cr Gt cr
k
2
1
2
k n
k 1
nk
k 1
2 k1 k 1
可见， 值的大小只与压力比 n和等熵指数k 有关。当k 值一定时，在亚临界条件下， 值仅与 n有关，且 1 ； 而在临界和超临界的条件下， 1，与 n 无关。
利用彭台门系数计算通过喷嘴的实际流量
G 0.648An
（2）当 p0* p1 pcr ，即 1 n cr 时；
（3）当 p1 pcr，即压力比 n cr 时；
（4）当 p1 pcr ，即压力比 n cr时。
若p1继续下降，直至 p1到达极限压力 p1d ，压力比 n 1d ， 则蒸汽在斜切段内膨胀已达极限。若p1继续下降，使p1 p1d 即压力比n 1d ，则蒸汽由 p1d 至 p1 的膨胀将在喷嘴外进
3
➢ 汽轮机的热力设计---在已经确定的初终参数、功率和转 速的条件下，计算和确定蒸汽流量，级数，各级尺寸、参 数和效率，进而得出各级和全机的热力过程线等。
➢ 设计工况：运行时各种参数都保持设计值，即汽轮机在设 计条件下的工况。汽轮机在设计条件下所发出的功率称为 经济功率。
➢ 变工况：与设计条件不相符的工况。 ➢ 额定功率：汽轮机长期运行所能连续发出的最大功率。额
p0* v0*
二、渐缩喷嘴变工况特性
（一）喷嘴初压不变背压变化
现假定在与汽流方向垂直的截面上的参数是相同的， 因此可以用流道中心线各点参数来代表喷嘴内各截面的 参数（见图3—1）。
首先分析喷嘴初压 p0* 不变而背压 p1变化时的工况。 （1）当 p1 p0* ，即压力比 n 1 时，喷嘴中无压力降， 蒸汽不流动，其流量为零
（三）彭台门系数
在利用上述公式计算时，必须先判断喷嘴中的汽流 是亚音速流还是临界流，然后再选用式（3—7）或式 （3—8）计算。在实际计算中，为方便起见，引入一个 流量比的概念。
通过喷嘴的任一流量与同一初始状态下的临界流量 之比，即 G
Gcr
其值为
G nGt Gt
一、喷嘴叶栅的流量特性
（一）喷嘴的理想流量
流经喷嘴的蒸汽流量可根据连续方程求得。对于
等熵流动，通过喷嘴的理想流量
G
为
t
Gt
An
c1t v1t
5
式中 A—n —喷嘴出口面积， m；2
c1t ——喷嘴出口理想速度，m s ；
v1t ——喷嘴出口理想比体积，m3 kg ；
又由于
c1t
k 1
2k k 1
p0*v0*
1
p1 p0*
k
1
并考虑到等熵流动时
1 v1t
1 v0*
p1 p0*
k
，所以对于等
熵流动，通过喷嘴的理想流量可改写为
Gt An
2k k 1
p0* v0*
k
2 n
k 1
nk
（3—2）
令 dGt 0 可求得通过喷嘴最大流量时的
d n
n 值为
k
n
k
2 k1 1
cr
3 — 3
行，这部分是紊乱膨胀。不能用来提高汽流速度，故是 附加损失，此现象通常称为膨胀不足现象。
实际计算证明在小于临界流 量范围内即右图中的BC曲线 可以足够精确地用四分之一 椭圆弧代替。
考虑了流量系数后，实际临界流量Gcr
n Gt
cr
的计算公
式为
过热蒸汽 n 0.97
饱和蒸汽 n 1.02
Gcr 0.647An
p0* v0*
Gcr 0.648An
p0* v0*
近似相等
Gcr 0.648An
p0* v0*
式中
Gcr —通过喷嘴的临界流量 An —通过喷嘴的临界流量 p0* —喷嘴前滞止状态的蒸汽压力
➢ 分析研究汽轮机变工况的要求：了解流量变化后，级或级 组的压力、焓降、反动度、轴向推力的变化规律，判断机 组通流部分工作是否正常；了解变工况后机组的经济性以 及某些零部件的安全性。
本章主要内容
喷嘴的变工况 级与级组的变工况 汽轮机的调节方式及调节级变工况 滑压运行的经济性与安全性 汽轮机轴向推力的变化规律 蒸汽参数变化对汽轮机工作安全性的影响
k
2
k 1
k 1
思考： 与什么有关系？
将不同的 值代入式（3—4）中，则有
过热蒸汽
Gt cr 0.667An
p0* v0*
饱和蒸汽
Gt cr 0.635An
p0* v0*
由此可见，对于一定的喷嘴和一定性质的蒸汽，临
界流量只与蒸汽的初参数有关，并随初压的升高而增加。
（二）流过喷嘴的实际流量
第三章 汽轮机的变工况
讲授 何强龙
➢ 研究汽轮机变工况的目的：分析汽轮机变工况下的热力过 程，蒸汽流量、蒸汽参数的变化，不同调节方式对汽轮机 工作效率的影响；了解汽轮机在不同工况下的效率、各项 热经济指标以及主要零部件的受力情况，以保证汽轮机在 这些工况下安全、经济运行。
➢ 研究方法：在选定参考工况(如额定设计工况或最大工况) 下，以喷嘴非设计工况的运行特性分析为基础，将汽轮机 通流部分划分为调节级、中间级组和末级组三部分，分析、 估算流量与热力参数相对于参考工况的相对变化。分析研 究变工况，是以级的原理为主要基础，因此对级的工作原 理有较好的理解，才能顺利学习汽轮机的变工况特性。
实际流动过程中由于存在损失，因此流过喷嘴的实际 流量不等于理想流量，它们之间的关系可表示为
G
An
c1 v1
An
c1t
v1
v1t v1t
Hale Waihona Puke v1t v1GtnGt
式中，n
v1t v1
称为喷嘴的流量系数，是实际流量与理
想流量之比。
影响流量系数的因素？
当喷嘴在过热蒸汽区工作时 n n 1
当喷嘴在过热蒸汽区工作时 v1t v1 1
由式（3—3）可见，当 n cr 时，喷嘴达到临界流动
状态，喉部截面气流速度为临界流速 ccr，通过喷嘴
的流量也达到最大值，此时的喷嘴流量称为临界流量，
将 cr 的表达式代入式（3—2），得
k 1
Gt Gt cr An
k 2 k1 k 1
p0* v0*
An
p0* v0*
（3—4）
k 1
定功率不是汽轮机的最大功率，也不是最经济的功率，只 是出厂时厂家设定的一个它所能完成的比较合适的功率， 在此功率下它运行平稳，且寿命会受伤害最少！
4
第一节 喷嘴的变工况
• 研究喷嘴的变动工况，主要是分析喷嘴前后压力与 流量之间的变化关系，喷嘴的这种关系是以后研究 汽轮机级和整个汽轮机变工况特性的基础。喷嘴又 分渐缩喷嘴和缩放喷嘴两种型式。
Gcr n Gt cr Gt cr
k
2
1
2
k n
k 1
nk
k 1
2 k1 k 1
可见， 值的大小只与压力比 n和等熵指数k 有关。当k 值一定时，在亚临界条件下， 值仅与 n有关，且 1 ； 而在临界和超临界的条件下， 1，与 n 无关。
利用彭台门系数计算通过喷嘴的实际流量
G 0.648An
（2）当 p0* p1 pcr ，即 1 n cr 时；
（3）当 p1 pcr，即压力比 n cr 时；
（4）当 p1 pcr ，即压力比 n cr时。
若p1继续下降，直至 p1到达极限压力 p1d ，压力比 n 1d ， 则蒸汽在斜切段内膨胀已达极限。若p1继续下降，使p1 p1d 即压力比n 1d ，则蒸汽由 p1d 至 p1 的膨胀将在喷嘴外进
3
➢ 汽轮机的热力设计---在已经确定的初终参数、功率和转 速的条件下，计算和确定蒸汽流量，级数，各级尺寸、参 数和效率，进而得出各级和全机的热力过程线等。
➢ 设计工况：运行时各种参数都保持设计值，即汽轮机在设 计条件下的工况。汽轮机在设计条件下所发出的功率称为 经济功率。
➢ 变工况：与设计条件不相符的工况。 ➢ 额定功率：汽轮机长期运行所能连续发出的最大功率。额
p0* v0*
二、渐缩喷嘴变工况特性
（一）喷嘴初压不变背压变化
现假定在与汽流方向垂直的截面上的参数是相同的， 因此可以用流道中心线各点参数来代表喷嘴内各截面的 参数（见图3—1）。
首先分析喷嘴初压 p0* 不变而背压 p1变化时的工况。 （1）当 p1 p0* ，即压力比 n 1 时，喷嘴中无压力降， 蒸汽不流动，其流量为零
合集下载
汽轮机的变工况
* Gcr1 p01 * Gcr p0
二、缩放喷管的变工况 设计背压p1：保持蒸汽在斜切部分不膨胀 的最低背压。 特征背压p1a：喷嘴喉部保持临界状态的 最高背压。 极限背压p1d：在斜切部分膨胀达到极限 时对应的压力。
膨胀度
图3-5 速度系数随压力比的变化曲线
第二节
级与级组的变工况
亚临界工况下，按弗留格尔公式计算。末级p0
沿双曲线变化。
倒数第三级之前的各级pg1＜＜p01 ，pz ＜＜p0
2 p01 p z21 T0 G1 G p02 p z2 T01
=
p z1 2 p 1 ( ) p01 T0 p z 2 T01 2 p0 1 ( ) p0
1 m1 1 m
前提条件： 亚临界工况下比容变化较小；
近似计算中，对上式近似假定： (1)工况变动时，反动级的反动度基本不变，冲
动级的速比变化不大时，反动度的变化较小， (2)亚临界级的较大
m m1 m 0 p2
p0
p 较大， 0 p2 较小，
忽略大根号内分子、分母的第二项。
四、压力与流量关系式的应用
1. 应用条件
1) 通汽面积不变；
若因结垢或腐蚀等使变工况下通汽面积有了改 变，应进行修正。即：
Gc1 p 01 Gc p0 T0 T01
G1 G
2 2 p01 p g1 2 2 p0 p g
T0 T01
A1 a A
——面积变化之比。
对于调节级，只有当第一调节汽门开大或关小
§3.1 喷嘴的变工况特性 分析：喷嘴前后参数与流量之间的变化关系 激波：缩放喷嘴背压逐渐高于设计值时，将先 再喷嘴出口处，后在喷嘴段渐放段内产生冲波，超 音速汽流经过冲波，流速大大降低，损失很大，
汽轮机原理(第三章)
（１）两种工况下，通过喷嘴的流量均为临 界流量
* * Gcr1 0.648 An p01 01 * * Gcr 0.648 An p0 0
式中，下标“1”为工况变动后的参数（以下 均同）。
若把蒸汽当成理想气体，利用其状态方程 P/ρ=RT，则上式可写成
Gcr1 Gcr
* * p01 01 * * p0 0 p01 T0 p0 T01
在作级的变工况估算时，通常略去动 叶顶部的间隙漏汽，这样两工况下的流量 Gcr、Gcr1又可用喷嘴的汽流参数表示，即 有
Gcr 2k 1 * k k n p0 ( ) n n * An k 1 RT0 Gcr1 2k 1 * n p01 ( * An k 1 RT01
（二）设计工况和变动工况下，级 均为亚临界状态
在此条件下，汽轮机任意一级喷嘴出口 截面的连续方程式为 G=μnAnCıtρıt 或
G [ n An 2t
1t 2ht ] 1 m 2t
方括号内的部分表示级的反动度等于零 （P1=P2）时，通过该喷嘴的流量，用G‘表 示，G’流量也可以表示为（假定初速度为零）
（二）级组前、后压力与流量的关系
第一节 喷嘴的变工况
一、渐缩喷嘴压力与流量的关系
研究喷嘴变工况，主要是分析喷嘴前后压 力与流量之间的变化关系。喷嘴的这种关系 是以后研究汽轮机级和整个汽轮机变工况特 性的基础。
（一）喷嘴初压P0*不变而背压P1变 化时
（1）当Pı>Pсr（εn>εcr）时，随着背压Pı的减 小，如图3－1所示，流量G沿CB线逐渐增加， 可按下式计算：
2 k n1 k 1 k n1
2
k 1
)
p1 n * p0
* * Gcr1 0.648 An p01 01 * * Gcr 0.648 An p0 0
式中，下标“1”为工况变动后的参数（以下 均同）。
若把蒸汽当成理想气体，利用其状态方程 P/ρ=RT，则上式可写成
Gcr1 Gcr
* * p01 01 * * p0 0 p01 T0 p0 T01
在作级的变工况估算时，通常略去动 叶顶部的间隙漏汽，这样两工况下的流量 Gcr、Gcr1又可用喷嘴的汽流参数表示，即 有
Gcr 2k 1 * k k n p0 ( ) n n * An k 1 RT0 Gcr1 2k 1 * n p01 ( * An k 1 RT01
（二）设计工况和变动工况下，级 均为亚临界状态
在此条件下，汽轮机任意一级喷嘴出口 截面的连续方程式为 G=μnAnCıtρıt 或
G [ n An 2t
1t 2ht ] 1 m 2t
方括号内的部分表示级的反动度等于零 （P1=P2）时，通过该喷嘴的流量，用G‘表 示，G’流量也可以表示为（假定初速度为零）
（二）级组前、后压力与流量的关系
第一节 喷嘴的变工况
一、渐缩喷嘴压力与流量的关系
研究喷嘴变工况，主要是分析喷嘴前后压 力与流量之间的变化关系。喷嘴的这种关系 是以后研究汽轮机级和整个汽轮机变工况特 性的基础。
（一）喷嘴初压P0*不变而背压P1变 化时
（1）当Pı>Pсr（εn>εcr）时，随着背压Pı的减 小，如图3－1所示，流量G沿CB线逐渐增加， 可按下式计算：
2 k n1 k 1 k n1
2
k 1
)
p1 n * p0
汽轮机变工况
7
一、级内压力与流量的关系
1、级内为临界工况 定义：级内喷嘴叶栅或动叶栅两者之一的流速达到或超过临界速度
（1）级内喷嘴达到临界（变工况前后）
Gc1 Gc
p001 p00
T00 T001
p01 p0
T0 不考虑初温变化 T01
（2）级内动叶达到临界（变工况前后）
p
0 01
p
0 0
＝
p 01 p0
Gc1 Gc
第三章 汽轮机的变动工况特性
1
引言
设计工况：汽轮机按一定的热力参数、转速和功率设计，对应
设计参数的工况
（经济工况）
变工况：偏离设计工况的运行工况
1. 外界负荷变化； 2. 季节环境变化，如循环水进口温度变化； 3. 锅炉运行参数的变化，如主汽温度、压力、再热汽温等波动； 4. 汽轮机本体、辅机设备缺陷，如通流部分磨损、结垢、断叶，凝汽器泄漏。
p421 p42
结论：若级组中某一级 始终处于临界状态，则 级组流量与该级组所有 各级级前压力成正比。
即：p 4 1 p 2 1 Gc1p41 T0 p21 To p01 T0
p4 p2
Gc p4 T01 p2 T01 p0 T01
不考虑温度变化 Gc1 p41 p21 p01 Gc p4 p2 p0
p01
0
G1 G
p021 pg21 p02 pg2
p021
1
pg1 p01
2
p01
p02
1
pg p0
2
p0
p0
级组
pg
结论：1）凝汽式汽轮机各级（除最后一、二级外），无论是否发生
临界，其流量均与级前压力成正比。
2）对于最后几级，由于 p 0 , p 01 相对较低，
一、级内压力与流量的关系
1、级内为临界工况 定义：级内喷嘴叶栅或动叶栅两者之一的流速达到或超过临界速度
（1）级内喷嘴达到临界（变工况前后）
Gc1 Gc
p001 p00
T00 T001
p01 p0
T0 不考虑初温变化 T01
（2）级内动叶达到临界（变工况前后）
p
0 01
p
0 0
＝
p 01 p0
Gc1 Gc
第三章 汽轮机的变动工况特性
1
引言
设计工况：汽轮机按一定的热力参数、转速和功率设计，对应
设计参数的工况
（经济工况）
变工况：偏离设计工况的运行工况
1. 外界负荷变化； 2. 季节环境变化，如循环水进口温度变化； 3. 锅炉运行参数的变化，如主汽温度、压力、再热汽温等波动； 4. 汽轮机本体、辅机设备缺陷，如通流部分磨损、结垢、断叶，凝汽器泄漏。
p421 p42
结论：若级组中某一级 始终处于临界状态，则 级组流量与该级组所有 各级级前压力成正比。
即：p 4 1 p 2 1 Gc1p41 T0 p21 To p01 T0
p4 p2
Gc p4 T01 p2 T01 p0 T01
不考虑温度变化 Gc1 p41 p21 p01 Gc p4 p2 p0
p01
0
G1 G
p021 pg21 p02 pg2
p021
1
pg1 p01
2
p01
p02
1
pg p0
2
p0
p0
级组
pg
结论：1）凝汽式汽轮机各级（除最后一、二级外），无论是否发生
临界，其流量均与级前压力成正比。
2）对于最后几级，由于 p 0 , p 01 相对较低，
第三章 汽轮机的变工况讲诉
G01 p01 G0 p0 T0 T01
• 忽略温度的影响
G01 p01 G0 p0
G0 G1 p1 p0
• 可利用调节级后蒸汽压力作为测量蒸汽流量的 信号或机组功率的信号
三、各级组的 p0 G 曲线
1、凝汽式汽轮机非调节级各级组
对于凝汽式级组，可将包括末级在内的各级作为一个级组，该 级组后压力为汽轮机排汽压力 pg，当级数较多时，级组前压力 p0 pg ，这样： pg1 2 级组 pg p0 2
– 调节级后压力增加，但流量不增加。不正常！根据计算公式 得出：a<1 – 通流面积减小：非调节级通流部分堵塞！ – 稳定增加：不是机械损坏！ – 通流部分结垢→高压效率大为降低→高压缸流通部分结垢！
汽轮机的负荷特性举例
• 3、某机三年运行数据表明，在调节汽门的同一开度（各个调节 汽门开度均是）下，功率是渐渐增加的，三年前后的同一调节气 门开度下的运行数据之差如下：同时，在发现上述问题后，曾进 行实验，证明在各个调节汽门的不同开度下，功率都变大。 功率 调节级后 中间再热后压力 高压缸 压力 效率 +11.0% +11.0% +10.2% -1.8%
① 凝汽式汽轮机 调节级、中间级、末级的情况不同，分别讨论。 a) 中间级(除调节级与末级以外)
G1 p01 p21 p2 p21 G p0 p2 p0 p01
得
ht1 T01 ht T0
在 T01 T0 ht1 ht
结论：凝汽式汽轮机中间级,流量变化时级的理想比 焓降基本不变。
二、级组压力与流量的关系
流量相等而依次串联的排列的若干级称为级组。 级组的亚临界工况：各级气流速度均小于临界速度 级组的临界工况：级组内至少有一列叶栅的出口流速 达到或超过临界流速
• 忽略温度的影响
G01 p01 G0 p0
G0 G1 p1 p0
• 可利用调节级后蒸汽压力作为测量蒸汽流量的 信号或机组功率的信号
三、各级组的 p0 G 曲线
1、凝汽式汽轮机非调节级各级组
对于凝汽式级组，可将包括末级在内的各级作为一个级组，该 级组后压力为汽轮机排汽压力 pg，当级数较多时，级组前压力 p0 pg ，这样： pg1 2 级组 pg p0 2
– 调节级后压力增加，但流量不增加。不正常！根据计算公式 得出：a<1 – 通流面积减小：非调节级通流部分堵塞！ – 稳定增加：不是机械损坏！ – 通流部分结垢→高压效率大为降低→高压缸流通部分结垢！
汽轮机的负荷特性举例
• 3、某机三年运行数据表明，在调节汽门的同一开度（各个调节 汽门开度均是）下，功率是渐渐增加的，三年前后的同一调节气 门开度下的运行数据之差如下：同时，在发现上述问题后，曾进 行实验，证明在各个调节汽门的不同开度下，功率都变大。 功率 调节级后 中间再热后压力 高压缸 压力 效率 +11.0% +11.0% +10.2% -1.8%
① 凝汽式汽轮机 调节级、中间级、末级的情况不同，分别讨论。 a) 中间级(除调节级与末级以外)
G1 p01 p21 p2 p21 G p0 p2 p0 p01
得
ht1 T01 ht T0
在 T01 T0 ht1 ht
结论：凝汽式汽轮机中间级,流量变化时级的理想比 焓降基本不变。
二、级组压力与流量的关系
流量相等而依次串联的排列的若干级称为级组。 级组的亚临界工况：各级气流速度均小于临界速度 级组的临界工况：级组内至少有一列叶栅的出口流速 达到或超过临界流速
第三章_汽轮机的变工况
综上所述，对凝汽式汽轮机进行变工况核算时，只需对 调节级和最末级进行详细的变工况核算，而各中间级只要 按公式（3-15）确定各级的级前压力。
（二）背压式汽轮机 级前压力与流量的关系式为
G = G
1
p2 − p2 p2 − p2
01 0
z1
z
G p 2 = p 2 − p 2 + p 2 G 同时对于级后即下一级的级前有
1、变工况前后级均处于临界状态 （1）喷嘴临界，动叶亚临界
G1 p01 T0 G1 p01 = = 略去温度变化 G0 p0 T01 G0 p0
（2）喷嘴亚临界，动叶临界
p T G1 p11 T1 = = 01 0 G0 p1 T11 p0 T01
2、变工况前后各级均处于亚临界状态
G1 = G0
2 2 p01 − p21 T0 2 2 p0 − p2 T01
故障汽轮机参数变化表（ 故障汽轮机参数变化表（二） 负荷 －４０％ 给水流量 －３６％ 调节级后 压力 －４２％ 中间再热 后压力 －４４％ 高压缸效 率 中压缸效 率
－１.８％ －０.４％
分析原因： （１）压力突降，压力变小可知流量变小； （２）压力与流量成正比，可知非调节级工作正常，原因 在调节级前或调节级； （３）无机组异常振动可知未出现机械损坏； （４）调节级喷嘴、动叶损坏使流量增大，叶片断落使第 一非调节级喷嘴堵塞使调节级后压力升高，所以以上 原因可排除； （５）门杆断裂使汽门关闭，开启各个调节汽门； ；
图3-6 背压式汽轮机在变工况时 各级焓降与流量的关系曲线
二、工况变动时，级内反动度的变化
1、 ht变化时Ωm 的变化 ∆
w11 cos θ w1 < → 动叶前汽流阻塞 → p1 ↑→ ① ∆ht ↓→ c11 ↓→ c c1 11 w11 cos θ w1 ∆hb ↑→ Ωm ↑ 直到 = 停止 c11 c1
第三章 汽轮机的变工况特性-第一节 喷嘴的变工况特性
第三章 汽轮机的变工况特性汽轮机的热力设计就是在已经确定初终参数、功率和转速的条件下，计算和确定蒸汽流量，级数，各级尺寸、参数和效率，得出各级和全机的热力过程线等。
汽轮机在设计参数下运行称为汽轮机的设计工况。
由于汽轮机各级的主要尺寸基本上是按照设计工况的要求确定的，所以一般在设计工况下汽轮机的内效率达最高值，因此设计工况也称为经济工况。
汽轮机运行时所发出的功率，将根据外界的需要而变化，汽轮机的初终参数和转速也有可能变化，从而引起汽轮机的蒸汽流量和各级参数、效率等变化。
汽轮机在偏离设计参数的条件下运行，称为汽轮机的变工况。
，汽轮机工况变动时，各级蒸汽流量、压力、温度、比焓降和效率等都可能发生变化，零、部件的受力、热膨胀和热变形也都有可能变化。
为了保证汽轮机安全、经济地运行，就必须弄清汽轮机的变工况特性。
电站汽轮机是固定转速汽轮机，限于篇幅，这里仅讨论等转速汽轮机的变工况。
主要讨论蒸汽流量变化和初终参数变化时的变工况，其中也就包含了功率变化问题。
汽轮机变工况是以级的交工况和喷嘲、动叶的变工况为基础的，因此，必须首先介绍喷嘴、动叶的变工况。
第一节 喷嘴的变工况特性缩放嘴嘴的交工况已由流体力学介绍道了，其中一个重要概念，就是缩放喷嘴背压逐渐高于设计值时，将先在喷嘴出口处，后在喷嘴渐放段内产生冲波(或称激波)。
超音速汽流经过冲波，流速大为降低，损失很大。
所以，缩放喷嘴处于背压高于设计值的工况下运行时效率很低。
缩放喷嘴的速度系数ϕ与压比n ε、膨胀度f 的关系如图3．1．1所示。
膨胀度cn A Af =，表示缩放喷嘴出口而积n A ，与喉部临界截面而积c A 之比。
每条曲线上ϕ最高的点(图示a,b,c,d)是该缩放喷嘴的设计工况点。
由图可见，缩放喷嘴设计压比n ε越小，膨胀度f 越大，而f 越大的缩放喷嘴在实际压比1n ε增大时，ϕ降得越多，因而喷嘴效率也降得越多。
渐缩喷嘴背压高于设计值时不会出现冲波，速度系数ϕ仍然较高，如图3.1.1中最上面一根虚线所示，因而变工况效率仍然较高，仅在n ε小于临界压比时，ϕ与效率才下降。
第三章 汽轮机的变工况.
ht1 B 1 ht
2 2 2 p2 pg pg G G 1 1 2 2 2 2 p0 pg pg 1 G G1 2
k 1
k
背压式汽轮机非调节级焓降变化规律
由图可知：流量变化 越大，级的理想比焓 降变化也越大。流量 变化时，前面级的焓 降变化较小；后面级 的焓降变化较大。
一、与定压运行相比,滑压运行的效益主要表现在: 1）由于压力随负荷降低，蒸汽的比热减小，过热热减小。所以 过热蒸汽温度在较宽的负荷范围内都维持了稳定（例如：在40100%MCR内可维持额定温度）； 2）由于汽轮机节流损失小，高压缸排汽温度稳定（亚临界机组， 负荷从100%降低到50%MCR，高缸排汽温度只降低了60度左右， 所以再热气温也容易维持稳定）； 3）由于汽轮机节流损失小，级前后的压力比与额定负荷相比， 几乎不变；而机内蒸汽的容积流量也与额定负荷基本相同（由 于压力降低）；所以，汽机的级效率保持较高。与定压运行相 比，变压运行时，汽机的内效率提高了 ； 4）由于负荷变动过程中，汽机内金属的温度变化小（一般不大 于78度），所以，汽机金属的热应力小，负荷变动的速度不受 汽缸应力的限制； 5）机组低负荷运行时，给水的压力和流量同时降低，所以与定 压相比，能耗明显降低。
• 分析原因：
– 功率增加，流量增加。调节级后各处压力增大基本正比于流量 增加。符合公式！说明调节级后均工作正常！ – 根据公式：应是调节级，或调节级前a>1 – 各个调节汽门开度下降功率变大：应非调节汽门问题 – 调节级通流面积增大：喷嘴腐蚀？叶片损坏？喷嘴弧段漏气？ – 前两种高压缸效率大为降低。高压缸效率略有下降：喷嘴腐蚀 ！
第三章 汽轮机的变工况
华北电力大学，能源动力与机械工程学院
2 2 2 p2 pg pg G G 1 1 2 2 2 2 p0 pg pg 1 G G1 2
k 1
k
背压式汽轮机非调节级焓降变化规律
由图可知：流量变化 越大，级的理想比焓 降变化也越大。流量 变化时，前面级的焓 降变化较小；后面级 的焓降变化较大。
一、与定压运行相比,滑压运行的效益主要表现在: 1）由于压力随负荷降低，蒸汽的比热减小，过热热减小。所以 过热蒸汽温度在较宽的负荷范围内都维持了稳定（例如：在40100%MCR内可维持额定温度）； 2）由于汽轮机节流损失小，高压缸排汽温度稳定（亚临界机组， 负荷从100%降低到50%MCR，高缸排汽温度只降低了60度左右， 所以再热气温也容易维持稳定）； 3）由于汽轮机节流损失小，级前后的压力比与额定负荷相比， 几乎不变；而机内蒸汽的容积流量也与额定负荷基本相同（由 于压力降低）；所以，汽机的级效率保持较高。与定压运行相 比，变压运行时，汽机的内效率提高了 ； 4）由于负荷变动过程中，汽机内金属的温度变化小（一般不大 于78度），所以，汽机金属的热应力小，负荷变动的速度不受 汽缸应力的限制； 5）机组低负荷运行时，给水的压力和流量同时降低，所以与定 压相比，能耗明显降低。
• 分析原因：
– 功率增加，流量增加。调节级后各处压力增大基本正比于流量 增加。符合公式！说明调节级后均工作正常！ – 根据公式：应是调节级，或调节级前a>1 – 各个调节汽门开度下降功率变大：应非调节汽门问题 – 调节级通流面积增大：喷嘴腐蚀？叶片损坏？喷嘴弧段漏气？ – 前两种高压缸效率大为降低。高压缸效率略有下降：喷嘴腐蚀 ！
第三章 汽轮机的变工况
华北电力大学，能源动力与机械工程学院
汽轮机原理-第三章
n cr 时 G n An
2 k 1 2k * * k k p0 0 n n k 1 * * p0 0
n cr 时 G Gcr 0.648An
在流量与出口压力的关系 曲线图中，BC段近似于椭圆 曲线，则：
G G cr n cr 1 cr
G 0.648An G1 1 p G
* 0 * 0
2、喷嘴前后压力同时变化时
* * * G1 1 p01 01 1 p01 * * * G p p0 0 0 * * T0* 1 p01 G1cr p01 * * * T01 p0 Gcr p0
4 2
0 G1
8 G Q GⅢ GⅣ GⅡ I U
G 0.8G L M
V N
0.4G
J
K
喷嘴调节方式与节流调节方式的比较： 1）机组在低负荷时由于调节汽门中节流损失较大， 因此采用节流调节方式不经济，应采用喷嘴调节方式 2）采用节流调节方式，结构比较简单 为了综合节流调节和喷嘴调节的优点，担任基本 负荷的机组往往设计成在低负荷下采用喷嘴调节方式， 而在高负荷时采用节流调节方式，从而提高机组的经 济性。
2
G Gcr A G1 C Pcr P P1 P1=Pc B
1
2
2
n cr 1 1 cr
β即为彭台门系数，此时通过喷嘴的任意流量G可表示为：
G Gc 0.648 An
* * p0 0
当蒸汽的参数发生改变时，喷嘴流量为： 1、当初压不变时
' p 2）凡全开调节汽门后的喷嘴组前压力均为 0 不变；
3）四个调节汽门依次开启，没有重叠度；
2 k 1 2k * * k k p0 0 n n k 1 * * p0 0
n cr 时 G Gcr 0.648An
在流量与出口压力的关系 曲线图中，BC段近似于椭圆 曲线，则：
G G cr n cr 1 cr
G 0.648An G1 1 p G
* 0 * 0
2、喷嘴前后压力同时变化时
* * * G1 1 p01 01 1 p01 * * * G p p0 0 0 * * T0* 1 p01 G1cr p01 * * * T01 p0 Gcr p0
4 2
0 G1
8 G Q GⅢ GⅣ GⅡ I U
G 0.8G L M
V N
0.4G
J
K
喷嘴调节方式与节流调节方式的比较： 1）机组在低负荷时由于调节汽门中节流损失较大， 因此采用节流调节方式不经济，应采用喷嘴调节方式 2）采用节流调节方式，结构比较简单 为了综合节流调节和喷嘴调节的优点，担任基本 负荷的机组往往设计成在低负荷下采用喷嘴调节方式， 而在高负荷时采用节流调节方式，从而提高机组的经 济性。
2
G Gcr A G1 C Pcr P P1 P1=Pc B
1
2
2
n cr 1 1 cr
β即为彭台门系数，此时通过喷嘴的任意流量G可表示为：
G Gc 0.648 An
* * p0 0
当蒸汽的参数发生改变时，喷嘴流量为： 1、当初压不变时
' p 2）凡全开调节汽门后的喷嘴组前压力均为 0 不变；
3）四个调节汽门依次开启，没有重叠度；
汽轮机在变工况下工作
2 p01 p z21 2 p0 p z2
G 2 2 2 2 p01 1 p0 pz pz 1 G
对于级后即下一级的级前有
2
G1 2 2 2 2 p21 p2 pz pz 1 G
4
2
G p p p 2 G1 p21 2 p 01 G 2 p0 p z2 p z21 G 1
2
2、凝汽式汽轮机的最末级和调节级
（1）最末级，其背压pz取决于凝汽器工况和排汽管的压损，流量增加时，压比
pz/pz-1减小，末级比焓降增加；反之，流量减小时比焓降也减小，故级内效率 不能保持不变。
（2 ）调节级，其初压p0与背压 pz变化较为复杂，取决于调节阀在一定工况下
的开启状态，在第一阀全开以上的工况，流量增加时，压比增大，比焓降减小； 反之，流量减小时比焓降增大。而在第一阀全开，第二阀未开时，调节级比焓
第三节 工况变动时各级比焓降及反动度的变化
一、工况变动时各级比焓降的变化
汽轮机任一级的理想比焓降近似表示：
k 1 k 1 k k p2 p2 k k ht p0v0 1 RT0 1 p0 k 1 p0 k 1
11
8
xa xa1 xa
xa1 xa
2， 由于动静叶栅出口面积比f=Ab/An变化引起反动度变化：
可用下式计算
f f 0.7 f
(3---22)
f f1 f
f
f1
f
由于动静叶栅出口面积比f=Ab/An变化引起反动度变化； 分别代表变工况后和设计工况下的动静面积比
第三章 汽轮机的变工况特性-第一节 喷嘴的变工况特性
第三章 汽轮机的变工况特性汽轮机的热力设计就是在已经确定初终参数、功率和转速的条件下，计算和确定蒸汽流量，级数，各级尺寸、参数和效率，得出各级和全机的热力过程线等。
汽轮机在设计参数下运行称为汽轮机的设计工况。
由于汽轮机各级的主要尺寸基本上是按照设计工况的要求确定的，所以一般在设计工况下汽轮机的内效率达最高值，因此设计工况也称为经济工况。
汽轮机运行时所发出的功率，将根据外界的需要而变化，汽轮机的初终参数和转速也有可能变化，从而引起汽轮机的蒸汽流量和各级参数、效率等变化。
汽轮机在偏离设计参数的条件下运行，称为汽轮机的变工况。
，汽轮机工况变动时，各级蒸汽流量、压力、温度、比焓降和效率等都可能发生变化，零、部件的受力、热膨胀和热变形也都有可能变化。
为了保证汽轮机安全、经济地运行，就必须弄清汽轮机的变工况特性。
电站汽轮机是固定转速汽轮机，限于篇幅，这里仅讨论等转速汽轮机的变工况。
主要讨论蒸汽流量变化和初终参数变化时的变工况，其中也就包含了功率变化问题。
汽轮机变工况是以级的交工况和喷嘲、动叶的变工况为基础的，因此，必须首先介绍喷嘴、动叶的变工况。
第一节 喷嘴的变工况特性缩放嘴嘴的交工况已由流体力学介绍道了，其中一个重要概念，就是缩放喷嘴背压逐渐高于设计值时，将先在喷嘴出口处，后在喷嘴渐放段内产生冲波(或称激波)。
超音速汽流经过冲波，流速大为降低，损失很大。
所以，缩放喷嘴处于背压高于设计值的工况下运行时效率很低。
缩放喷嘴的速度系数ϕ与压比n ε、膨胀度f 的关系如图3．1．1所示。
膨胀度cn A Af =，表示缩放喷嘴出口而积n A ，与喉部临界截面而积c A 之比。
每条曲线上ϕ最高的点(图示a,b,c,d)是该缩放喷嘴的设计工况点。
由图可见，缩放喷嘴设计压比n ε越小，膨胀度f 越大，而f 越大的缩放喷嘴在实际压比1n ε增大时，ϕ降得越多，因而喷嘴效率也降得越多。
渐缩喷嘴背压高于设计值时不会出现冲波，速度系数ϕ仍然较高，如图3.1.1中最上面一根虚线所示，因而变工况效率仍然较高，仅在n ε小于临界压比时，ϕ与效率才下降。