第一章 1000MW汽机
第一章概述
汽轮机是以水蒸汽为工质的旋转式热能动力机械，它接受锅炉送来的蒸汽，将蒸汽的热能转换为机械能，驱动发电机发电。与其它类型的原动机相比，它具有单机功率大、效率高、运行平稳、单位功率制造成本低和使用寿命长等一系列优点，不仅是现代火力发电厂和核电站中所普遍采用的发动机，而且还广泛用于冶金、化工、船运等部门用来直接驱动各种泵、风机、压缩机和船舶螺旋桨等。
汽轮机设备是火力发电厂的三大主要设备之一，汽轮机设备包括汽轮机本体、调节保安及供油系统和辅助设备等。
第一节汽轮机的基本工作原理
一．汽轮机级的工作原理
1．级的基本概念
多级汽轮机是由同一轴上的若干级串联组合而成的，1000MW机组由4个缸体共67级组成。汽轮机级由喷嘴栅和与之相匹配的动叶栅组成，它是汽轮机做功的基本单元。当具有一定温度和压力的蒸汽通过汽轮机级时，在动叶栅中将其动能转化为机械能，从而完成汽轮机做功的任务。
图1-1-1 蒸汽在冲动级中的流动 图1-1-2 蒸汽在反动级中的流动 1?喷嘴 2?动叶
蒸汽的动能转变为机械能，主要是利用蒸汽通过动叶时，发生动量变化对该叶栅产生冲击力，使动叶栅转动做功而获得的。工作蒸汽的质量流量越大，速度变化量越大，作用力也越大。这种作用力分为冲动力和反动力。当汽轮机在动叶通道内不膨胀加速，而只是随汽道形状改变其流动方向时，汽流改变流动方向对汽道产生的离心力，叫冲动力。这时蒸汽所作的机械功等于它在动叶栅中动能的变化量。这种级叫冲动级，如图1-1-1。
当蒸汽在动叶汽道内随汽道改变流动方向的同时，仍继续在膨胀加速，即汽流不仅改变方向而且因膨胀使其速度也有较大的增加，则加速的汽流流出汽道时，对动叶栅施加一个与汽流流出方向相反的反作用力，这个作用力叫反动力。依靠反动力推动的级叫反动级，如图1-1-2。
从图1-1-1和图1-1-2中还可以看出，冲动级叶片和反动级叶片断面形状不同，冲动级叶片断面形状沿其中心线对称，而反动级叶片则不然。
一般情况下，动叶栅受冲动力和反动力的作用。这两个力的合力作用使动叶栅转动而产生机械功。
蒸汽在动叶通道内膨胀程度的大小，常用级的反动度?表示。它等于动叶片中的理想焓降与级的滞止理想焓降的比值。级的理想焓降Δh t是指蒸汽在汽轮机级内按等熵过程膨胀时所具有的焓降。当假想汽流被等熵地滞止到初速为零的状态参数(滞止参数)时，蒸汽以这个参数为初参数，在级内等熵膨胀所具有的焓降，称为级的滞止理想焓降Δh t*。
1-1
反动度?m 表示为：
b
n b t b m h h h h h ?+??≈??=?** 式中?m 称为平均反动度，是指在级的平均直径截面上的反动度，它由平均直经截面上喷嘴和动叶中的理想焓降所确定。平均直径是动叶顶部和根部处叶轮直径的平均值。
同样，对动叶不同截面可以求得其相应的反动度，如用根部和顶部截面的理想焓降计算，就可求得级的根部或顶部反动度。一般级的反动度沿叶高是不相同的，由根部到顶部反动度是逐渐增大的。对于较短的直叶片而言，由于变化不大，均用平均反动度表示级的反动度。
2．汽轮机级的工作过程
经过必要的简化，得到汽轮机级在热力计算中所用的可压缩流体的一元流动基本方程。
（1）连续方程式
对于稳定流动而言，单位时间内流过流管各截面的蒸汽量是相等的。
其方程式为：
cA G ρ=
G — 单位时间的蒸汽质量流量，kg/s
A — 管道内任一横截面积，m 2；
c — 垂直于截面A的蒸汽速度，m/s；
ρ ― 截面A上蒸汽密度，kg/m 3。 也可以用微分形式表示成：
0=++ρρd c
dc A dA 它表明了稳定流动中，气流的通流面积、气流速度和蒸汽密度之间的变化关系。
（2）运动方程
运动方程是作用于汽流上的力和蒸汽流动速度变化之间的关系式。一元稳定无损失流动的动量方程为：
dc c dP
?=?ρ
P ― 作用于截面A上的压力；
ρ ― 截面A上的蒸汽密度，kg/m 3；
c ― 微段的流动速度，m/s。
式中的负号说明流动过程中的压力和阻力是与流速相反方向变化的。
（3）能量方程式
对于稳定绝热流动，汽流进入系统的能量必须等于离开系统的能量。若在流动系统中，忽略摩擦力作功和势能等因素，则系统的能量方程式可写为：
w c h q c h ++=++2
22
11200 式中：
h 0，h 1 ― 分别为蒸汽进入和流出系统的焓值，J/kg；
c 0，c 1 ― 分别为蒸汽进入和流出系统的速度，m/s；
q ― 每千克质量蒸汽通过系统时从外界吸收的热量，J/kg；
w — 每千克质量蒸汽通过系统时对外界所做的机械功。
1-2
（4）状态方程式 理想气体的状态方程式为：
RT P
=ρ
式中：
P — 绝对压力，Pa；
ρ— 气体密度，kg/m 3；
T — 绝对温度，K；
R — 通用气体常数，对于蒸汽R =461.5J/(kg?K)。
（5）气体方程式 气体的音速是压力波的传播速度。
ρdP
a = 气体流动状态的另一个流动指标是马赫数：a
c M =
3．喷嘴
（1）蒸汽在喷嘴中的流动
图1-1-3 蒸汽的实际膨胀过程
设喷嘴进口处的压力为p 0，温度为t 0，流速为
c 0，则进汽状态点为0，滞止状态点为0*，如图1-1-3
所示。若蒸汽在喷嘴中作无损失的理想流动，则按
等熵线膨胀至出口压力p 1，出口状态点为lt ，则蒸
汽流出喷嘴的理想出口速度为： *
1*01414.1414.1n t
t h h h c ?=?= 实际上蒸汽在喷嘴中的流动是有损失的。
*11414.1n t h c c ?==??
式中?称为喷嘴速度系数，?值越大，实际出口速度
越高，喷嘴损失也越小。它主要与喷嘴高度、表面
光洁度、汽道形状以及流速等因素有关。?值随着
喷嘴高度的增大而增大。短喷嘴损失大，长喷嘴损
失小，为了减小损失一般要求喷嘴长度L 不小于
12mm。
（2）实际流量与流量系数 通过喷嘴的理想流量为：
t
t n nt v c A G 11?= 通过喷嘴的实际流量为： 1
1v c A G n n ?= 其中 A n — 喷嘴出口面积；
v 1t 、v 1 — 分别为喷嘴出口截面上蒸汽的理想比容和实际比容。
1-3
令nt
n G G =μ，称之为流量系数。 1
11111111//v v v v c c v c A v c A G G t t t t t t n n nt n ?=?=××==?μ 从上式可以看出，流量系数不单决定于喷嘴的速度系数?，还与具有损失下的比容变化有关，即流量系数μ的大小与蒸汽的状态有关。
当整个喷嘴都在过热区工作时，由于蒸汽吸收了由损失转变来的热量使v 1>v 1t ，且比值v 1t ／v 1不受过热度的影响，又因? 当蒸汽在饱和区膨胀时，由于蒸汽的流速很高，使本来应该凝结成水珠的那部分蒸汽来不及凝结，形成过饱和状态。此时μ>1，即实际流量大于理想流量。 实验证明，不论是干饱和蒸汽(μ=1.02)，还是过热蒸汽(μ=0.975)，通过喷嘴的实际临界流量都是*0 *0min 65.0v p A G =。 （3）蒸汽在喷嘴斜切部分的膨胀 在汽轮机中，为了保证喷嘴出口汽流进入动叶时有良好的方向，在喷嘴出口处都具有一段斜切部分ABC ，如图1-1-4所示。喷嘴的中心线与动叶运动方向成α1g 角，这种喷嘴称斜切喷嘴。 图1-1-4 斜切喷嘴结构示意图 （a）斜切部分两侧压力分布情况 （b）斜切部分内汽流的偏斜 1）渐缩斜切喷嘴 渐缩斜切喷嘴可以看成由渐缩喷嘴和斜切部分组成。 ①蒸汽在喷嘴斜切膨胀特点： a.当喷嘴的压力比大于临界压力比时(εn >εc )，蒸汽从进口截面开始压力不断降低，到最小截面时压力降至P l ，与出口截面压力相等，蒸汽在斜切部分内不膨胀，喷嘴出口速度c 1 b.当喷嘴压力比等于临界压力比时(εn =εc )情况与上相同，但此时最小截面的压力达临界压力P e ，且c 1=c c 。 c.当喷嘴压力比小于临界压力比时(εn <εc )，在最小截面上保持临界压力，而出口截面上的压力为P 1，且P 1 c c ，获得超音速汽流。同时汽流在斜切部分将偏离中心线而产生偏转使α1=α1g +δ即α1>α1g 。δ称斜切喷嘴的汽流偏转角。 ②汽流偏转角的计算 1-4 g K K n K n K g K K K 11 1 11 1sin 111)12()sin(αεεδα???+?+≈+ ③斜切部分的膨胀极限 蒸汽在喷嘴斜切部分的膨胀是有限度的，其所能膨胀到的最低压力称为极限压力P u ，此时压力比称为极限压力比。 1211*0 )(sin 12(+??+==K K g K K u nl K P P αε 渐缩喷嘴也可获得超音速汽流，但只有在压力比大于极限压力比(εn >εnl )时，采用渐缩喷嘴才是合理的。 2）缩放斜切喷嘴 当εn <εnl 时需采用缩放斜切喷嘴，当其出口压力为设计值时，斜切部分内的压力等于出口压力，即蒸汽在斜切部分内不膨胀，汽流虽然超过音速，但不发生偏转。 4．蒸汽在动叶片中的流动 （1）蒸汽在动叶片中的能量转换 蒸汽在动叶片中除按冲动原理将蒸汽在喷嘴中已获得的动能转变成机械能外，一般情况蒸汽还要在叶片中膨胀，压力由喷嘴后的压力P l 降至动叶后的压力P 2。若动叶片中没有损失，由等熵膨胀的焓降，全部用来使汽流加速，汽流按反动作用原理转变为机械能。 t t h h h 21?=?通常动叶片中理想焓降的大小用反动度?来衡量。 *22*12t h h h h h ??≈?+??=? 显然级的反动度越大，动叶片中的焓降就越大。 （2）动叶片速度三角形 动叶本身做匀速圆周运动，其圆周速度u 可以由下式决定： 60n d u b ?=π 式中： d b — 动叶片的平均直径，m； n — 汽轮机转速，r/min。 由于参考坐标的不同，同一股汽 流其速度大小和方向是不同的，对不动的汽缸其速度称为绝对速度，对具有圆周速度的动叶片其速度称为相对速度ω，由力学原理可知它们 之间的关系为： 图1-1-5 动叶的进出口速度三角形 +=ω 1-5 上述各量之间的关系，可由矢量三角形确定，在汽轮机中这种三角形称速度三角形，如图1-1-5所示。 1）动叶片的进口速度三角形 11121211cos 2αωu c u c ?+= )sin (sin 111 11αωβc ?= 式中β1 — 动叶片的进汽角(相对进汽角)，它是相对速度与叶轮平面之间的夹角。 为了使汽流顺利无撞击地进入动叶片，应使动叶片的进口结构角β1g =β1。 2）动叶片的出口速度三角形 动叶片的理想出口相对速度ω2t 与c 0≠0的喷嘴类似，由下式求得： 2414.12 122ωω+?=h t 222222cos 2βωωu u c ?+= )sin (sin 222 12βωαc ?= （3）动叶片内具有损失的流动 在实际情况下，蒸汽动叶栅中会产生流动损失，从而使ω2<ω2t 。 t 22ωωψ= ψ为动叶片的速度系数。 动叶片的能量损失为： )1(2 )(212222222ψωωωδ?=?=t t b h 图1-1-6 蒸汽通过动叶片的作用力 5．级的轮周功率与轮周效率 （1）蒸汽作用在动叶片上的力 蒸汽作用在动叶片上的力F 通常可以分 解为沿圆周速度方向的分力F u (称为周向力) 和沿汽轮机轴线方向的分力F z (称为轴向 力)。这两个分力都可以用动量方程求得,如 图l-1-6所示。 1）周向力F u 蒸汽作用在动叶片上的周向力F u 为： )cos cos () (221121ααc c G c c G F F u u u u +=+=′?= 周向力F u 是对动叶片做功的力，这个力 越大，汽轮机的功率越大。 2）轴向分力F z 蒸汽作用在动叶片上的轴向分力为： 1-6 )()(2121p p A c c G F F b z z z z ?+?=′?=)()sin sin (212211p p A c c G b ?+?=αα F z 只能对叶轮产生轴向推力而不做功，为了减小推力轴承的负担，要求它越小越好。 (2) 轮周功率P u 单位时间内周向力在动叶片上所作的功称为轮周功率，可由下式求得： )cos cos ()cos cos (22112211βωβωαα??=??=?=u G c c u G u F P u u 上式亦可以写成： )]()[(2 21222221ωω?+?=c c G P u 由此可见，212c G 为蒸汽带入动叶片的动能；)2(22Gc ?为蒸汽带出动叶的动能；)(2 2122ωω?G 为蒸汽在动叶片中因理想焓降而造成的实际动能的增加(在冲动级中2h ?02=?h ，动叶损失使12ωω<，该项为负值)。轮周功率是以上各项能量的代数和。 （3）轮周效率 1千克蒸汽在级中所作的功W 与该级的理想焓降的比值称为级的轮周效率，即 *t h ?221***c b n t c b u t t u h h h h h h W ζζζη???=????????=?= 式中：n ζ—喷嘴能量损失系数，*t n n h h ??=ζ；b ζ—动叶能量损失系数，*t b b h h ??=ζ；2 c ζ—余速能量损失系数，*22t c c h h ??=ζ。 6．速度比与轮周效率的关系 圆周速度u 与喷嘴出口速度之比值定义为速比，用表示，即 1c 1x 1 1c u x = 速比对轮周效率有很大的影响。 (1) 纯冲动级的速比与轮周效率的关系 2 1c b n u ζζζη???= 对于纯冲动级： )(cos cos cos 1(21111 22x x u ?+=αββψ?η a.喷嘴速度系数?对轮周效率的影响大于动叶片的速度系数ψ，减小α1和β2可提高轮周效率ηu ，但α1和β2不能太小，否则会使φ和ψ降低。 b.当x 1=0时，u =0，说明叶轮不动，未做功，故ηu =0。 1-7 c.当x 1=cos α1时，u =c 1cos α1，此时β1=90?=β2，说明动叶片通道是直的，所以不作功，故ηu =0。 d.当0 轮周效率最高时的速比称为最佳速比。 纯冲动级的最佳速比为： 2 cos 1,1α=im op x (2) 反动级速比与轮周效率之间的关系 反动级的最佳速比为： 1,1cos α=re op x 在α1相同时，反动级的最佳速比正好比纯冲动级的大一倍。 (3) 纯冲动级与反动级的比较 1) 在最佳速比下做功能力的比较 当α1与u 相等时，纯冲动级与反动级的速比之比值为： 21cos cos 2121)()(1111,1,1==??==ααim t re t re im re op im op h h c u c u x x 即：21:= ??im t re t h h 上式说明反动级的焓降比纯冲动级小一倍，若全机的理想焓降相同，则反动式汽轮机的级数将比冲动式汽轮机多一倍。 2) 轮周效率的比较 a.在各自的最佳速比下，反动级的轮周效率高于纯冲动级。这是由于反动级的动叶片内蒸汽有膨胀，动叶损失较小，另外反动级的级间距离小，余速能够被下级所利用，使级的效率有所提高。 b.当速比在最佳速比附近变化时，反动级的轮周效率曲线变化平缓，所以反动级的变工况性能较好。 (4) 速比与级的焓降和平均直径的关系 以纯冲动级为例， a.当级的焓降一定时，，而*t h ?c u 5.0=60n d u b ?=π，故转速越低，级的平均直径越大。 b.在最佳速比下，圆周速度越大则级的焓降越大，但圆周速度受到叶轮强度等条件的限制不能过多，只能设计在300m／s左右，最大不超过400m／s，这样就把级的焓降限制在kJ/kg，这就是单级汽轮机焓降不能过大的原因。 335*≈?t h 二．汽轮机的级内损失和级效率 1.汽轮机的级内损失 蒸汽在汽轮机级内并不能把级的理想焓降全部转变成为轴上的机械功。因为在实际能量转换过程中，级内有各种损失存在，级内损失包括喷嘴损失δh n 、动叶损失δh b 、余速损失δh c2、叶高损失δh l 、扇形损失δh θ、叶轮摩擦损失δh f 、部分进汽损失δh e 、漏汽损失δh δ和湿汽损失δh x 。 必须指出，并非各级都同时存在以上各项损失，如全周进汽的级中就没有部分进汽损失；采用转鼓的反动式汽轮机就不考虑叶轮摩擦损失；在过热蒸汽区域工作的级就没有湿汽损失；采用扭叶片的级就不存在扇形损失。下面分别就这些损失结合1000MW汽轮机的技术特点进行分析。 (1) 喷嘴损失δh n 和动叶损失δh b 1-8 1) 产生喷嘴损失和动叶损失的原因 喷嘴损失和动叶损失类似，它们都是汽流在叶栅流道中流动时所产生的所有损失的总称。这类损失又可分为叶型损失、叶端损失和冲波损失。 2) 叶型损失 由叶片横截面周边形成的几何形状称叶型。蒸汽流过叶型表面所产生的能量损失称叶型损失。它又可分成附面层中的摩擦损失、附面层分离时所形成的涡流损失和尾迹损失。 a. 附面层中的摩擦损失 因为蒸汽是粘性流体，由流体力学所知，当它流过叶型时，会在叶型表面形成附面层。在附面层中由于层与层之间的汽流速度不等，产生摩擦而形成损失。很显然，附面层越厚，摩擦损失越大。而附面层的厚度及其发展趋势取决于汽流速度的变化情况：加速汽流总是倾向于使附面层减薄，反之减速汽流使附面层增厚。因此汽流在流道内不要形成扩压区(压力升则流速降低)。由于冲动式叶型在其出口侧形成很明显的扩压区，而反动式叶型则形成收缩的流道。因此，反动式叶型的附面层摩擦损失比冲动式叶型小。叶型表面光洁度也对附面层厚度有很大影响，表面越粗糙，附面层厚度越厚，摩擦损失也就越大。 b. 附面层分离时的涡流损失 当流道扩压到一定程度后，附面层就会与壁面分离，同时附面层厚度增大，由于脱离而产生涡流。当叶型弯曲越大或汽流角α1比叶型进口结构角α1g 越小(α1g -α1=δ称冲角)时，越容易在背弧面上形成脱离，这种由于涡流造成的能量损失往往大于附面层中的摩擦损失。 上述两种损失的大小直接决定于叶型，为了减小损失，提高效率，应采用合理的叶型。 c.尾迹损失 由于叶型的尾缘有一定厚度，并且在背弧与内弧面内的附面层速度不同，当汽流离开尾缘时，产生汽流与尾缘点的脱离，使不同汽流相互交混，形成一定程度的涡流，并随流动方向不断减弱。涡流的动能变成热能，使蒸汽的焓值升高而形成尾迹损失。试验表明，这种损失主要决定于叶片出口边厚度，故在允许条件下，应尽量减小。 3) 叶端损失 当汽流流过叶栅时，在其通道的顶壁和根部也要形成附面层而产生摩擦损失。此外，在这两个端面上由于内弧面上的压力大于背弧面上的压力，在此压差的作用下，附面层内的汽流除从进口流向出口外，还要作自内弧向背弧的横向流动(称二次流)，与背弧上沿主流方向形成的附面层汇合并堆积起来而形成涡流区。这种损失称二次流损失。 当叶片高度较大时，二次流对主汽流的影响较小，则叶高损失较小，反之，短叶片的叶高损失(端部损失)就大。一般容积流量较小的调节级和高压级叶高损失较大。 4) 冲波损失 叶栅中汽流在跨音速及超音速范围内流动时要产生冲波。当产生冲波时，汽流被突然压缩(压力升高，流速突减)产生能量损失，同时使附面层分离也造成很大的损失。 5) 喷嘴和动叶损失的计算 喷嘴损失：)1(2221?δ?=t n c h ；喷嘴损失系数*t n n h h ?=δζ 动叶损失：)1(2222ψωδ?=t b h ；动叶损失系数* t b b h h ?=δζ 式中?与喷嘴高度、叶型、汽道形状、表面光洁度和前后压力等因素有关，其中与喷嘴高度的关系最为密切。 1000MW汽轮机的主要损失之一是叶栅损失，它由叶型损失和端部损失两部分组成。由于反动式动叶栅入口的蒸汽速度低，在叶栅中蒸汽流为增速流，且转向角度小，使流道内的附面层厚度趋势变小。这样，既降低了叶型损失，又减小了端部损失。因此反动式叶栅损失明显低于冲动式，这是 1-9 反动式汽机的最大优点。 (2) 余速损失2c h δ 蒸汽在离开动叶时还具有速度，由它所决定的动能在本级未作功而造成能量损失，这个损失称为余速损失，以2c 2c h δ表示。 2/222c h c =δ * 2 2t c c h h ?=δζ 但是在多级汽轮机中，这部分余速动能可在下一级中部分或全部地被利用。因此，多级汽轮机的中间级，不仅可以部分地利用上一级动能，而且本级动能亦可被下一级所利用。余速能否被利用取决于该级的排汽能否顺利地流入下一级。在多级汽轮机中，下面一些级的余速就不能被利用： a.调节级(喷嘴调节汽轮机的第一级)； b.级后有抽汽口的级； c.部分进汽度和平均直径突然变化的级； d.最末一级。 余速损失被部分利用后，多级汽轮机的总的效率要增加。余速被利用的程度用余速利用系数来表示，它定义为余速能量被利用的数值占整个余速能量的百分比，即 2220c ?ζ表示本级利用上级的余速能量；2 222c ?ζ表示本级被下级利用的余速能量。 (3) 扇形损失 汽轮机叶栅是环形叶栅，其节距与圆周速度均沿叶片高度变化，叶高愈大，变化愈显著。因而叶栅沿叶高各断面的节距、圆周速度和进汽角均偏离最佳值，即平均直径处的设计值，所以增大了流动损失。此外，在等截面直叶片级的轴向间隙中，还会产生径向流动损失。这些损失称为扇形损失Δh θ，它与径高比的平方成正比。 扇形损失的计算式如下： 20(7.0b b d l =ζ θθζδ?=0E h 式中： l b — 动叶的高度，m； d b — 动叶平均直径，m。 当θ>8～12时，采用等截面叶片，加工方便但有扇形损失。 当θ<8～12时，采用扭叶片，虽加工困难，但避免了扇形损失。 本台1000MW机组高压缸部分包括1级低反动度叶片和14级扭叶片；双流中压缸每侧包括1级低反动度叶片和13级扭叶片；两个双流低压缸每侧包括3级马刀形叶片和3级标准低压叶片，可减小扇形损失，提高级效率。 (4) 叶轮摩擦损失f h δ 叶轮的两侧和外缘充满了具有一定粘性的蒸汽，当叶轮旋转时，使叶轮与蒸汽或蒸汽与隔板具有不同的圆周速度，形成摩擦，产生摩擦损失。 (5) 部分进汽损失e h δ 部分进汽损失由鼓风损失和斥汽损失两部分组成。 1-10 1) 鼓风损失是由于级的部分进汽度小于1所引起的，在部分进汽的级中，只是在装有喷嘴的弧段才有工作的蒸汽通过动叶汽道。当动叶进入到无喷嘴的弧段时，因为在这个弧段里，轴向间隙已经充满了停滞的蒸汽，所以动叶旋转时，动叶两侧就与这些停滞的蒸汽摩擦，产生摩擦损失，同时，叶轮产生鼓风作用，将非工作蒸汽从叶轮的一侧鼓到另一侧，消耗一部分有用功，形成鼓风损失。可见，部分进汽度越小，非工作气流的区域越大，损失也越大。 2) 斥汽损失 斥汽损失发生在有蒸汽通过的弧段，因为动叶栅经过不装喷嘴的弧段时，汽道内已充满了停滞的蒸汽，当动叶进入工作的弧段时，喷嘴中流出的高速汽流要排斥并加速停滞在汽道中的蒸汽，从而消耗了工作蒸汽一部分动能，称为斥汽损失。 本机组采用全周进汽就没有部分进汽损失。 (6) 漏汽损失δδh 由于喷嘴和动叶前后存在着压差，则会有一部分蒸汽不经喷嘴和动叶的流道，而经各种间隙绕过隔板和动叶流走，不参与主流作功，由此形成的能量损失称为漏汽损失。 级内的漏气情况比较复杂，它随级的结构形式和级的反动度大小而定，一部分蒸汽绕过喷 嘴从隔板与主轴之间的间隙中漏过，p G ?p G ?称为隔板漏气；如果隔板具有反动度，即P l >P 2，则另一部分蒸汽将绕过动叶片，从围带顶部与汽缸的间隙中漏过而不参加作功，称为叶顶漏汽。 t t G ?G ?隔板漏汽损失产生的原因主要有： a.隔板漏气减少了通过喷嘴膨胀作功的蒸汽量。 b.当?较小或?=0时，由于动叶根部的吸汽现象，使隔板漏气被主流吸到动叶片中，干扰了主流的流动，形成能量损失，当?过大时，也会造成损失。 减少隔板漏汽损失的措施： a.加装隔板汽封片，减少漏汽量； b.在动叶片根部安装径向汽封片； c.在设计时采用合适的反动度，使叶片根部出现负反动度，造成根部不吸不漏； d.对于叶轮结构的级，在叶轮上开平衡孔使隔板漏气经平衡孔漏向级后，避免混入主流。 实验证明，无论是冲动级还是反动级，影响漏汽损失的重要因素是相对径向间隙δp /l p 和δt /l p ，为了减少漏汽损失，应在保证安全可靠的基础上，尽量减少叶片的径向间隙δp 和δt 。由于汽轮机的静止部分和转动部分受热不均匀，尤其是在机组启动时温差较大，为了使两者不发生摩擦，又希望δp 和δt 大些，因此采用径向或轴向汽封结构。另外，减少叶片顶部反动度，以减少动叶顶部前后压差，也是一种措施。 由于大型反动式汽轮机的转子采用了转鼓结构，与冲动式汽轮机相比，隔板内径增加了，这使隔板承受蒸汽压力的面积大大减少，因此在保证一定的隔板挠度的条件下，反动式汽轮机本体厚度较小，这使级的轴向尺寸缩小，但较大的隔板内径又使隔板漏气面积增大，为减少这部分损失，各级隔板内径处均装有汽封环。 (7) 湿汽损失 多级凝汽式汽轮机的最后几级常在湿蒸汽区域内工作，当湿蒸汽在喷嘴中膨胀加速时，一部分蒸汽凝结成水滴，使作功的蒸汽量减少；同时，这些水滴的速度比蒸汽速度低很多，高速的蒸汽要带动低速的水滴，需要消耗一部分动能，就造成了损失，水滴进入动叶时将撞击动叶进口边的水面，阻止叶轮旋转。 湿蒸汽在喷嘴中膨胀时，由于汽态变化非常快，使蒸汽的一部分来不及凝结成水，汽化潜热没有释放出来，形成过饱和蒸汽或称过冷蒸汽，致使蒸汽的理想焓降减少，造成过冷损失。 以上这些损失称为湿汽损失。经验公式如下： 1-11 ')1(i m x h x h ???=δ '0)1(i m x x x E h ηδζ′??== 式中： m x — 级前后的平均蒸汽干度； '',i i h η? — 分别为未计湿汽损失的有效焓降和轮周效率 蒸汽中的水滴还对叶片的金属有腐蚀和冲刷作用，使叶片很快地损坏。由于离心力的作用，特别是叶顶的湿度比叶根大，同时，因叶顶的圆周速度大，所以叶片顶部的背弧上冲击腐蚀损坏也最严重。 为了安全起见，对现代凝汽式汽轮机终了的最高湿度，规定不允许超过12％～15％。为了提高湿蒸汽级的效率和防止动叶被冲蚀损坏，一方面可采取有效的去湿方法，另一方面应提高叶片本身的抗冲蚀能力，目前常用的办法是在动叶顶部进汽边的背弧上焊上司太立合金的薄片。 以上分析了级的各项损失。对于1000MW汽轮机级内损失主要是叶栅损失和漏汽损失。 2．级效率 级效率是反映级内损失大小、衡量级内热力过程完善程度的重要指标。根据所包含的损失内容不同，级效率分为轮周效率和级的相对内效率。 (1) 轮周效率 轮周效率只考虑了喷嘴、动叶和余速这三项损失。 * *2 t c b n t u h h h h h ?????=δδδη或21c b n u ζζζη???= 显然，轮周效率是只决定于叶型、叶高和速比。 (2) 相对内效率 相对内效率是考虑了级内的全部损失后所得到的效率。即 2 21**c t x e f l c b n t ri h h h h h h h h h h h h δμδδδδδδδδδηδθ????????????= 或 21c x e f l b n ri ζζζζζζζζζηδθ?????????= 级的相对内效率是衡量汽轮机级的一个重要经济指标，它的大小与所选用的叶型、反动度、速比和叶高都有密切的关系，也与蒸汽的性质和级的结构有关。 三．多级汽轮机的工作原理 单级汽轮机，由于焓降受到限制，所以整机焓降不大，也就限制了机组的功率，同时，全部焓降在一列喷嘴中发生，使蒸汽流速很大，损失增大，从而降低了整机效率。多级汽轮机即使每级焓降都不大，但整机焓降可以设计得很大，因而功率可以很大。同时每级的级效率也高。从制造角度看，每千瓦功率的金属材料消耗量和造价远低于单级汽轮机。 以1000MW汽轮机为例，其进汽参数：P 0=26.25MPa，t 0＝600oC，排汽平均压力：0.0049MPa。该机由67个压力级组成，既保证整机有较大的焓降即产生较大功率，又能保证每一级都在最佳速比附近工作(即具有较高的效率)。 1．多级汽轮机的损失及热力过程 (1) 多级汽轮机的损失 多级汽轮机的损失分为两大类，一类是不影响蒸汽状态的损失称为外部损失，一类是直接影响蒸汽状态的损失称为内部损失。 1) 多级汽轮机的外部损失 1-12 外部损失包括两种：机械损失和外部漏气损失。 ①机械损失 汽轮机运行时，要克服支持轴承和推力轴承的摩擦阻力，以及带动主油泵等，都将消耗一部分有用功而造成损失。大功率机组中约占0.5%～1％。 ②外部漏气损失 汽轮机的主轴在穿出汽缸两端时，为了防止动静部分的摩擦，总要留有—定的间隙，虽然装上端部汽封后，这个间隙很小，但由于压差的存在，在高压端总有部分蒸汽向外漏出，这部分蒸汽不作功，因而造成能量损失，在处于真空状态的低压端就会有一部分空气从外向里漏，而破坏真空。为了解决这个漏汽损失，多级汽轮机都设置了一套汽封系统。 2) 内部损失 多级汽轮机中除了在各级内要产生各种级内损失外，还有进汽机构的节流损失和排汽管中的压力损失。这两种损失对蒸汽的参数都有影响，因此属于内部损失。同时，又因为这两种损失发生在进汽端和出汽端，因而又叫端部损失。 ①进汽结构的节流损失 蒸汽流过主汽阀和调节阀后，由于阀门的节流作用，压力要降低，但焓值保持不变，熵增大，汽轮机的理想焓降减少了，因而形成损失。 ②排汽阻力损失 进入汽轮机的蒸汽在各级作功后，从末级动叶出来经排汽管排出。排汽在排汽管中流动时，产生摩擦、涡流等形成的阻力会产生压力损失，导致理想焓降降低，这就是汽轮机的排汽阻力损失。 要减少排汽损失，就需要减少排汽管阻力，这种阻力的大小与排汽管中的蒸汽流速、排汽缸的型线、结构有关。1000MW机组汽缸设计成具有扩压作用，同时还采用安装导流板的方法来使排汽管的阻力减小。 (2) 多级汽轮机的工作过程 多级汽轮机由于级数多，每一级的焓降较小，不但增加了单机功率，而且能保证在最佳速比附近工作，因而提高了机组功率。由于喷嘴出口速度较小，有可能减小级的平均直径，提高叶片高度，使叶栅端部损失减小，或增大部分进汽度，使部分进汽损失减小。多级汽轮机级的焓降较小，便于采用渐缩喷嘴，提高喷嘴效率，如多级汽轮机的级间布置紧凑，则可以充分利用上一级的余速动能，由于蒸汽在汽轮机中的工作过程是绝热过程，上一级的损失转变为热能，使进入本级的蒸汽温度升高，从而增大了级的理想焓降，亦即利用前一级的损失作功。此外，多级汽轮机便于设计成回热式 和中间再热式，提高了循环效率和机组内效率。 图1-1-7 多级汽轮机的重热现象 但多级汽轮机也有着结构复杂，零部件多，机组尺寸及重 量大，造价高，以及级间的漏汽损失和湿汽损失等缺点。 2．重热现象和重热系统 多级汽轮机的损失能提高下一级的蒸汽温度，使下一级 的等熵焓降在相同的压差下比前级无损失时的等熵焓降略有 增加，这种现象称为重热现象，如1-1-7所示。 从焓熵图可以看出：ti ti h h ′?>? 若∑ ?=???H H h t t 令α=??t h h .则t H H ?=?α 故 t t t H H h h ?+=?+?=?∑)1(αα即为重热作用而增加的理想焓降百分比。重热系数的大 1-13 小在很大程度上取决于各级的损失。损失越大，α也就越大。因此，不能说重热系数越大，整机的相对内效率越大。 影响重热系数的因素有： a.汽轮机的级数z 。若级数越多，则前面级的损失被后面级利用的程度就越大，重热系数也就越大。 b.蒸汽的状态。过热区的重热系数要比饱和区大，这是因为水蒸汽的等压线沿熵增方向的发散程度比饱和区更剧烈。 c.各级的级内损失的大小。各级级内损失越大机组相对内效率越低时，重热系数越大。 3．多级汽轮机的余速利用 蒸汽在动叶栅中作功后，以绝对速度c 2离开动叶栅，这样，就有一部分动能未能在动叶中转变为机械功，成为这一级的余速损失2/2 2c 2c h δ,即。 2/222c h c =δ在多级汽轮机中，余速可能被下一级部分或全部利用，余速利用系数ζ=0～1是用来表示余速动能被下一级所利用的程度。用ζ0表示本级利用上一级的余速动能分额，用ζ2表示本级的余速动能被下一级所利用的分额。被下一级利用的余速能量是。 2/222c ?ζ4．轴向推力及其平衡 蒸汽除在各级动叶上作用有周向力外，还作用有由动叶前指向动叶后的轴向力。这些轴向力再加上转子其他部分存在的轴向力，构成了多级汽轮机转子上承受的总轴向力。 有关轴向力的计算请参见有关的教材，这里不作介绍。下面以1000MW机组为例，讨论轴向推力的平衡。 (1) 中压缸和两个低压缸采用分缸反向布置，使不同汽缸的汽流反向流动，可抵消一部分轴向推力。这在大容量机组中是普遍采用的措施。由于采用了双流结构，本缸可以不采用平衡活塞，从而降低漏汽损失。另一方面，由于采用了双流结构，导致叶片高度比单流小，级的漏汽损失和叶片端部损失以及叶片和叶轮在蒸汽中的摩擦损失都会增大。经过综合技术比较，本机组采用双流结构是有利的。 (2) 设置平衡活塞 将高压轴封第一段轴封套的直径加大，以便设置平衡活塞。平衡活塞实质上是加大直径的第一段轴封。由于平衡活塞上装有齿形轴封，所以活塞两侧有一定的压差，平衡活塞所受的力与轴向推力方向相反，若活塞高压侧压力为P 1，低压侧压力为P x ，则 x x x P d d P d d F )(4)(42 121222???=π π 为了保证机组在各种情况下，推力轴承都承受一定的方向不变的推力，使机组能稳定地工作，而不发生串轴现象，就要求F z 一F ＝F b >0，F b 为推力轴承所承担的轴向推力。结合上式就可得出合适的P x 或d x 。 本机组高压缸是单流结构，设置了平衡活塞。但由于平衡活塞的采用，从而增大了漏汽损失。 (3) 在叶轮上开平衡孔。由于1000MW机组采用的是转鼓结构，所以不存在此项。 (4) 利用推力轴承承担轴向推力 轴向推力经平衡后，剩余的不平衡部分F b 由推力轴承承担。为了安全起见，推力轴承的安全系数应大于1.5～1.7。 5．汽轮发电机组的效率及其指标 (1) 汽轮发电机组的效率 1) 相对内效率 汽轮机在进行能量转换的过程中，由于存在各种损失，其理想焓降ΔH t 不能全部变为有用功，所以变为有用功的有效焓降ΔH i 总是小于理想焓降ΔH t ，两者之比称为汽轮发电机的相对内效率ηri ， 1-14 即 t i ri H H ??=η 汽轮机的相对内效率是衡量汽轮机中能量转换过程完善程度的指标。 2) 相对电效率 将汽轮机、轴承、发电机看成一个整体，则整个机组的输入功率P i ，输出功率为电功率P el ，则 g m ri i el el P P ηηηη??== 上式表明，汽轮发电机组的相对电效率等于汽轮机的相对内效率、机械效率和发电效率的乘积。 相对电效率是衡量汽轮发电机组工作完善程度的指标。 3) 绝对电效率 整个热力循环每加给每千克蒸汽的热量所转变为电能的份额，称为绝对电效率。以ael η表示,即t g m ri ael ηηηηη???= 绝对电效率考虑了汽轮发电机组热力循环中存在的冷源损失。 (2) 汽轮发电机的汽耗率和热耗率 1) 汽耗率 汽轮发电机组每发1kW·h电所消耗的蒸汽量称为汽耗率d ，单位为kg/kW·h。每小时所消耗的蒸汽量称为汽耗量D ，单位为kg/h。 g m ri t el H P D ηηη????=3600 g m ri t el H P p d ηηη????==3600 汽耗率是衡量汽轮发电机组经济性的指标之一。若汽轮发电机组的各种效率很高，汽耗率就很低，反之则汽耗率就很高。 2) 热耗率 汽轮发电机组每发1kW·h电所消耗的热量称为热耗率q ，单位kJ/kW·h。 )(0fw h h d q ?=，式中—分别为蒸汽的焓和锅炉的给水焓。 fw h h ,0 第二节 汽轮机的分类及其发展 一、汽轮机的发展 1883年瑞典制造了第一台喷嘴冲动单级叶轮的汽轮机，功率为 3.67KW。1884年英国制成了 7.46KW 的多级反动式汽轮机。进入20世纪，世界上出现了多级冲动式汽轮机。这些便是现代大容量汽轮机的先驱。 随着电力负荷的快速增长，汽轮机也得到了迅猛发展。在单机容量增大的同时，蒸汽参数也向亚临界、超临界、超超临界提高。目前世界上大机组的单机容量一般在600～1000MW，最大单轴汽轮机为1200MW，双轴为1300MW，蒸汽压力一般为16.5～18MPa 的亚临界、24MPa 的超临界或者 1-15 25-30MPa的超超临界，主汽温度在538、566或者580-600℃。大机组一般都配有完善的电液调节保安系统、汽轮机监视仪表和转子应力及寿命检测系统。 经过40多年的不断完善和发展，目前超临界机组的发展已进入了成熟和实用阶段，超超临界参数的机组也已经成功地投入商业运行。 美国是发展超临界机组最早的国家，世界上第一台超临界机组1957年在Philo电厂6#机组投运，容量为125MW，参数为31MPa/621℃／566℃／560℃，该机组由B&W和GE公司设计制造。1958年第二台超临界机组在Eddystone电厂1#机组投运，容量为325MW，机组的参数为34.4MPa／649℃／566℃／566℃，该机组由CE和WH公司设计制造；迄今为止，它们是最高参数的超超临界机组。这两台机组为美国超临界机组的设计、制造、运行取得了宝贵经验。到60年代中期，新增机组中有一半采用超临界参数，但到70年代订货台数急剧下降。根据EPRI的一份调查报告认为，这一下降的原因是多方面的，当时美国缺乏超临界机组调峰运行的经验，最重要的是核电站担负起了基本负荷，因而对带基本负荷的超临界机组的需求量下降，在采用超临界参数方面出现了反复。尽管如此，美国在1967年-1976年的10年期间，共安装118台超临界机组，单机最大容量为1300MW，到80年代初，超临界机组仍增至170余台，其中多数为超超临界机组，占燃煤机组的70％以上，占总装机容量的25.22％，其中单机容量介于500-800MW占60％-70％，至1994年共安装和投运了9台1300MW的超临界机组。 前苏联是发展超临界机组最坚决的国家，也是拥有超临界机组最多的国家。所有300MW及以上容量机组全部采用超临界参数，因此共有超临界机组224台，占总装机容量的50%以上，且大多数为300MW 机组。由于大量采用超临界机组，前苏联火电机组的平均供电煤耗位居世界水平的前列，达到326g/kWh。前苏联发展超临界技术主要依靠本国力量，以自我开发为主，初期也走过不少弯路，出现过各种各样的问题，但经过长期的试验研究已具有一套比较完整的超临界技术和产品系列，超临界机组成为国内火力发电厂的主力机组。但是，由于300MW机组容量偏小，不适合电网发展，500MW 燃煤机组由于可用率低及热耗高而没有大量采用，800MW和1200MW机组只用于燃油与燃气，且1200MW 机组的可用率也较低。由于不能吸收别国先进技术，前苏联超临界技术发展不快，总体技术水平不高。目前，俄罗斯研制的新一代大型超超临界机组采用的参数为28MPa～30MPa，580℃～600℃。 日本发展超临界机组起步较晚，但发展速度很快，收效显著。自日立公司向美国B&W公司引进第一台超临界的600MW机组于1967年在沛崎电厂投运后，日本其他公司也分别引进了美国和德国的超临界技术，同时建立了自己的试验台。日本发展超临界技术采用的是引进、仿制、创新的技术路线。先从国外引进成熟的机组和制造技术，然后立即组织力量进行技术消化和仿制，然后在消化引进技术的基础上，进一步投入开发研究，形成本国的技术特点，再进行精心设计、制造和批量生产。从引进技术到自制机组只需2～3年时间，容量从600MW到1000MW等级，只需3～5年时间。20世纪70年代以来，由于电网负荷峰谷差增大，加之适合带基本负荷的核电站的兴起，日本的超超临界机组不仅高效，而且具有亚临界机组同样的可靠性与运行灵活性，能自如地适应变压运行带周期性调峰负荷的要求。目前，日本已跃居为发展超超临界机组的先进国家。日本在对提高蒸汽压力和温度参数能提高多少机组效率分别进行了比较，证明采用31MPa主蒸汽压力和二次中间再热，由于压力的提高和系统复杂，机组制造成本明显提高，缺乏市场竞争力。所以在上世纪90年代后，日本各公司都转向生产高温参数的超超临界机组。2000年在橘湾电厂（2#）投运的容量为1050MW、蒸汽参数为25.5MPa/600℃/610℃的超超临界机组是目前日本蒸汽温度参数最高的机组。截止到1989年3月，日本各大电力公司的48个主要火电厂的总装机容量75870MW中，超临界压力的为49350MW，占总装机量的65％，比重很大，致使火电机组全国供电煤耗由1963年的366g／kWh降低到1987年335g／kWh。1989和1990年在川越电厂投运的两台700MW机组的参数是两次再过热的31MPa/566℃/566℃/566℃，在满负荷下的热效率达41.9％，投运以来情况很好。目前在日本，450MW以上的机组全部采用超临界参数。从1993年以后已把蒸汽温度提高到566℃/593℃和593℃/593℃，一次再过热，即全部采用了我们所说的超超临界技术。 德国是研究、制造超临界机组最早的国家之一，在1956年投运了一台容量为88MW的超超临界机组，因容量较小，未获得很大的发展。70年代由于燃料价格上涨，政府对环保要求日益严格和加强对排放量的控制，需要建造以煤为燃料的高效率电厂，便开始发展大功率超临界机组。1972年投运了一台430MW的超临界机组，1979年投入了一台475MW二次再过热的机组。德国VEAG电力公司在1999和2000年于Lippendorf电厂投产的两台900MW褐煤机组，蒸汽参数为26.8MPa/554℃/583℃，净效率为42％。目前，德国已投运和在建的超临界和超超临界机组近20台，其中具有代表性的机组是2000年在Niederanbem电厂投运的965MW超超临界机组（蒸汽参数为26.9MPa/580℃/600℃）；2000年在Hessler电厂投运的700MW超超临界机组（蒸汽参数为30MPa/580℃/600℃）。由于采用了以超超临界 1-16 参数为主的多项提高效率的措施，净效率高达45.2％，机组滑压运行，可超负荷5％，最低负荷为50％，电厂大修期最少为4年。 丹麦是热能动力方面很先进的国家，在火电机组上也处于领先地位。在1998年在Skaebaek发电厂投产的400MW机组，两次中间再过热，蒸汽参数为29MPa/582℃/582℃/582℃，加以海水直接冷却，额定背压为 2.2kPa，净效率高达49％，是当今世界上效率最高的火电机组。1999年在Nordjylands电厂投产的400MW机组，使用同样的蒸汽初参数，效率也高达47％。丹麦计划2001年在Avedore电厂投产的375MW机组，采用的参数为30MPa/580/600℃，其净效率也是高达48％。 中国于1956年投运了自己制造的第一台6MW汽轮机。此后我国分别设计制造了50、100、200、300MW等容量的凝汽式汽轮机及不同容量和型式的供热式汽轮机。上世纪八十年代，我国引进消化国外技术自行制造了300MW及600MW亚临界凝汽式机组。为迅速扭转我国火电机组煤耗长期居高不下的局面，缩小我国火电技术与国外先进水平的差距，满足我国国民经济迅速发展需要，同时，适应愈来愈高的环保和控制污染排放的标准，发展高效、节能、环保的超临界火力发电机组则势在必行。我国已引进了几座超临界火电机组电站，如上海石洞口二厂2台600MW超临界火电机组；盘山电厂2台500MW超临界火电机组；南京电厂2台300MW超临界火电机组；营口电厂2台300MW超临界火电机组；伊敏电厂1台500MW超临界火电机组；绥中发电厂一期2台800MW超临界火电机组；上海外高桥电厂二期2台900MW蒸汽参数为24.0/538/566℃的超临界火电机组，是我国目前单机容量最大的火电机组。 目前国内已具备利用引进技术设计和制造600MW以上容量等级超临界机组的能力。从容量等级来说，国产超临界机组从600MW起步，更大容量应考虑采用1000MW等级，对1000MW机组选用单轴方案在技术上是可行的，并有利于降低机组造价。从机组参数来说，对首批国产化机组原考虑用24MPa、538℃/566℃参数，由于材料技术的发展，国外超临界机组已出现逐步提高蒸汽参数的趋势。我国新研制超临界机组参数应有所提高，如采用566℃/566℃。超超临界机组的参数已达30MPa、610℃/610℃的水平，目标是1000MW等级机组，采用超超临界机组是当今世界火电机组一个新的动向。因此，在我国研制超临界机组的同时可着手开展超超临界机组的技术准备工作，同样要通过引进技术或合作制造的道路，先建设一座600MW超超临界机组的示范电站，以掌握机组的设计技术和运行性能，采取超超临界机组的国产化紧跟超临界机组的国产化的技术路线，实现技术上的跨越。 二、汽轮机的分类 1．按工作原理分类 喷嘴栅（或静叶栅）和与其相配的动叶栅组成汽轮机中最基本的工作单元“级”，不同的级顺序串联构成多级汽轮机。 （1）冲动式汽轮机：主要由冲动级组成，在级中蒸汽基本上在喷嘴栅（或静叶栅）中膨胀，在动叶栅中只有少量膨胀。 （2）反动式汽轮机：主要是由反动级组成，蒸汽在汽轮机的静叶栅和动叶栅中都有相当程度的膨胀。 2．按热力特征分类 （1）凝汽式汽轮机。蒸汽在汽轮机中做功后，排入高度真空状态的凝气器，凝结成水。 （2）背压式汽轮机。汽轮机的排汽压力大于大气压，排汽直接用于供热，无凝汽器。 （3）抽汽式汽轮机。从汽轮机某级后抽出一定压力的部分蒸汽对外供热，其余蒸汽在汽轮机中做功后进入凝汽器。根据供热需要可分一次调整抽汽和二次调整抽汽。 （4）抽汽背压式汽轮机。具有调整抽汽的背压式汽轮机，调整抽汽和排汽都分别供热用户。 （5）中间再热式汽轮机。蒸汽在汽轮机内膨胀到一定压力后，被全部抽出送往锅炉的再热器加热，再热后的蒸汽重新返回汽轮机继续膨胀做功。 3．按主蒸汽参数分类 （1）低压汽轮机。主蒸汽压力小于1.5MPa。 （2）中压汽轮机。主蒸汽压力为2～4MPa。 (3) 高压汽轮机。主蒸汽压力为6～10MPa。 （4）超高压汽轮机。主蒸汽压力为12～14MPa。 1-17 （5）亚临界压力汽轮机。主蒸汽压力为16～18MPa。 （6）超临界压力汽轮机。主蒸汽压力为22.1-24MPa。 （7）超超临界压力汽轮机。主蒸汽压力大于25MPa。 三、超超临界机组的技术发展趋势与展望 为进一步降低能耗和减少CO2排放，改善环境，在材料技术发展的支持下，超临界机组正朝着更高参数的超超临界的方向发展。目前高参数的超临界机组已达到成熟、高效和商业化程度，其最大容量已达1300MW，最高效率达49%，具有极高的推广前景。超超临界机组技术也正趋于成熟，国外超超临界机组发展的近期目标为1000MW级机组，参数为31MPa、600/600/600℃，并正在向更高的水平发展。一些国家和制造厂商已经公布了发展下一代高效超临界机组的计划，蒸汽初温将提高到700℃，再热汽温达720℃，相应的压力也将从目前的30MPa左右提高到35～40MPa，机组供电效率有望达到50%～55%。欧洲国家从20世纪90年代开始实施COST501计划，实现了蒸汽温度为580℃/600℃超超临界机组的研制。1998年开始实施COST522计划，实现了蒸汽温度为600℃/620℃超超临界机组的研制。在欧洲的“THERMIE”计划中目前正在支持旨在推动欧洲发展超临界火电技术的项目“ADVANCED(“700℃”)PF POWER PLANT”(先进的“700℃”PF电厂)，该项目主要有两个目标：1)使燃烧粉煤电厂的净效率由47%提高到55%(对于低海水冷却水温度)或52%左右(对于内陆地区和冷却塔)；2)降低燃煤电站的造价。欧盟“AD-700℃计划”的战略意义是使欧盟成员国的燃煤火电机组的技术水平始终处于世界的领先水平，显著提高欧盟成员国燃煤火电机组的竞争力。采用700℃/720℃超超临界机组可以使CO2的排放量减少30%，可以使CO2的排放满足“京都议定书”的要求。欧洲各国约有40个单位参加了这个项目的工作，其中有26家是设备制造商(包括汽轮机、锅炉、主要辅机和材料等制造商)，其它则分别是有关的研究机构、大学、电力公司等部门。该项目从1998年开始，分为8个阶段，预计在2014年完成。 世界各国超临界机组的起步容量各有不同，如前苏联定为300MW，日本定为450MW。目前600MW 级机组在技术上也属于成熟产品，考虑到国内5个大电网对单机容量600MW的需求和国内已有亚临界600MW火电机组产品的实际情况，我国发展超临界火电机组的起步容量定为600MW。从技术性、经济性以及机组配用材料方面考虑，参数初步定为压力24～25MPa、温度538℃～566℃、一次再热。 我国国家电力公司及时提出了发展超超临界并建立示范电厂的863高技术发展计划，目前该计划的第一个子课题“超超临界发电机组技术选型”已经完成，经过专家论证，并结合我国动力制造业发展的前提条件，认为我国发展容量为700～1000MW，蒸汽参数为：25MPa，593/593°C(或600/600°C)的超超临界发电机组是合适的。 第三节汽轮机的变工况 汽轮机的通流部分是在给定的功率、蒸汽参数、转速等条件下设计的。汽轮机在设计条件下的工况称设计工况。在此工况下运行，汽轮机的效率最高，故其功率称经济功率（汽轮机的额定功率等于或大于经济功率）。在实际运行中，外界负荷变化、蒸汽参数波动或转速变化等，均会引起汽轮机内热力过程的变化和零部件受力情况的变化，从而影响其经济性和安全性。这种与设计条件不相符合的工况称汽轮机的变工况或非设计工况。 研究变工况的目的，在于分析汽轮机变工况下的热力过程，了解其效率的变化及主要零部件的受力情况，以保证在变工况下安全、经济地运行。本节主要讨论等转速汽轮机在变工况下的热力特性，即主要讨论汽轮机蒸汽流量变动、蒸汽参数变化及不同调节方式对汽轮机工作的影响。 一、喷管变工况 为了分析汽轮机的变工况特性，首先必须了解喷管的变工况特性。当喷管前后的蒸汽压力变化时，将引起喷管中沿流程的压力变化及喷管流量的变化。下面对渐缩喷管和缩放喷管的变工况特性分别加以讨论。 1-18 （一） 渐缩喷管 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管内各截面的参数（参看图1-3-1）。 首先分析喷管初压p 0*不变而背压p l 变化时的工况。 1. 当p l ＝p 0*，即压力比εn = 1时，喷管中无压力降，蒸汽不流动，其流量为零。此时蒸汽沿喷管流程的压力变化如图1-3-1左侧abc 曲线所示，流量如图中右侧d 点所示。 2. 当p 0*＞p l ＞p cr ，即l ＞εn ＞εcr 时，此 时蒸汽在喷管中膨胀加速，压力逐渐下降，至最 小截面B′B″处压力为p l ，斜切部分只起导向作 用，蒸汽在其内不发生膨胀，如图1-3-1中曲线 ab 1c 1所示。通过喷管的蒸汽流量随着压力p l 或ε n 的下降而大致按椭圆规律增加， 如图1-3-1中曲线de 所示。 图1-3-1 渐缩喷嘴变工况 3. 当p l =p cr ，即压力比εn =εcr 时，此时最小 截面B′B″处刚好达到临界状态，斜切部分仍无 膨胀，如图1-3-1中曲线ab 2c 2所示。流量则增至 最大值G cr ，如图中e 点所示。 4. 当p l ＜p cr ，即εn ＜εcr 时，此时蒸汽在 最小截面上仍为临界状态，而蒸汽在斜切段内发 生膨胀至出口压力p 1，如图1-3-1中的ab 2b 3c 3所示。 若p l 继续下降，直至p l 达到极限压力p ld ，压力比εn =ε1d ，则蒸汽在斜切段内的膨胀已达极限。若p l 继续下降，使p l ＜p ld 即εn ＜ε1d ，则蒸汽由p ld 至p l 的膨胀将在喷管外进行，这部分是紊乱膨胀，不能用来提高汽流速度，故是附加损失，此种现象通常称为膨胀不足现象。图1-3-1中曲线ab 2b 3c 4表示p l =p ld 时蒸汽在喷管内的压力变化，c 4c 5表示当p l ＜p ld 时由p 1d 到p l 在喷管外的突然膨胀。 当p l ＜p cr 即εn ＜εcr 时，蒸汽在最小截面上为临界状态，该截面上的流速等于音速，它不随背压的继续降低而变化。因此蒸汽流量也将保持临界流量，如图1-3-1中ef 直线段所示。 由上述可见，在一定的喷管初压p 0*下，流经喷管的流量最初随喷管后压力p l 的降低而逐渐增加，当p l 降至临界压力时，流量达到临界流量即流经喷管的最大流量、此后流量便不再随p l 的下降而变化。流量与背压之间的变化关系可由图1-3-2中曲线ABC 表示。 实际计算证明：在小于临界流量范围内即图1-3-2中的BC 曲线可以足够精确地用1/4的椭圆弧代替。现以横坐标εn =εcr 这点为椭圆的中心，则得 112 2=????????+??? ???????cr cr cr n G G εεε 故 β= β为彭台门系数。则通过喷管的任意流量G 即可表示为 0.648cr G G A ββ== 图1-3-2 渐缩喷管流量与出口压力关系曲线对于任何一个给定的p 0*都可先利用临界压 力比的关系求出p cr ，然后计算某一背压p l 下的彭 台门系数β，就可求得通过喷管的流量G 。 1-19 在汽轮机实际变工况范围内，喷管初压p 0*一般也是一个变量。设在保持另一初压p 01*下改变背压，则可得到与图1-3-2中曲线ABC 相类似的曲线A l B l C 1。改变初压，然后重复上述过程，即可得到一曲线组，称流量网图，如图1-3-3所示。 当喷管的初终参数都变化时，则在变工况下的流量为 110.648G A β= 图1-3-3 渐缩喷管流量网图 式中下标“1”表示工况变动后的参数。 则 若近似地将蒸汽视为理想气体，并应用 状态方程pv ＝RT 于上式，则得 如果喷管初压变动是由于蒸汽节流而发生的，则因为节流过程中pv 为常数，在上述情况中有p 0*v 0*＝p 01*v 01*，于是T 0*＝T 01*，则得 *0111*0 p G G p ββ= 如果变动工况前后均为临界工况，则β＝β1=1，故有 当略去初温变化时，则有 *10*0 cr cr G p G p =1 上式表明，不同工况下的临界流量与初压成正比。 运用以上各式，便可进行喷管的变工况计算，即可由已知工况确定任意工况下的流量或压力。 在实际计算中利用流量网图采用图解法比较简捷。为了应用方便和扩大适用范围，流量网图一般采用压力比和流量比的相对坐标，如图1-3-3所示，即用初压力的最大值p 0m *和与之相应的临界流量的最大值G 0m 为基准，将所有各个初压p 0*、背压p l 及流量G 都表示为相对值。图中纵坐标为任意流量G 与最大临界流量G 0m 之比βm =G /G 0m ；横坐标为任意背压p 1,与最大初压p 0m *之比ε1=p l ／p 0m *，图上每一条曲线表示任意工况的初压p 0*与最大初压p 0m *之比ε0=p 0*／p 0m *为常数时的流量曲线。利用流量网图可以很方便地根据三个比值ε0、ε1和βm 中的任意两个求出第三个比值。 应该注意的是，流量网图是在假定喷管前的蒸汽初温保持不变的条件下得到的。如果变工况时初温T 0*的变化不能忽略，则计算时可先假定T 0*不变，按流量网图求得变工况的流量，然后再乘以 ，即得实际的蒸汽流量。 另外，在选择最大压力p 0m *时，应使各个压力相对值ε0和ε1都小于或等于l ，否则无法利用上述通用的流量网图来进行计算，p 0m *本身只是一个中间参数，对计算结果没有影响。 此外，由于喷管进口处的蒸汽速度c 0一般不大，所以滞止压力p 0*与p 0相差不大，故在使用上述公式和流量网图时可直接使用实际参数p 0、T 0和v 0。 （二） 缩放喷管 1-20