【正文】 ()汽輪機生產常用下式計算級效率 （）級內功率 KW () 熱力計算示例已知數據級流量G=,級前參數 , ,級后壓力MPa,轉速n=。解：由及在焓熵圖上查得級理想比焓降 .壓力比，容積流量 ,選擇雙列級葉柵組合。根據葉柵面積比定出各列葉柵的反動度： ,噴嘴理想比焓降=()280=（）。在h—s圖上查得噴嘴后壓力,噴嘴壓力比 247。=,其出口汽流在漸縮形噴嘴斜切部分產生偏轉，查得k=，出汽角為： =176。噴嘴出口面積選取平均直徑,ke 計算并確定各列葉片的幾何參數見表6. 葉柵的幾何參數名稱符號單位噴嘴動葉葉片型線30TC—2638TP—16葉片高度l mm20240弦長b mm 節(jié)距t mm 葉片數z42 152相對節(jié)距 安裝角 176。 39 81出口角 176。 出口角正弦 面積比 1 查表62得， , Zn=42計算得部分進汽度ee=取噴嘴組數Zk=4本例熱力計算歩驟及數據見下表序號名稱符號單位噴嘴動葉4級前蒸汽壓力 5級平均直徑 mm 11506級后壓力 7級理想比焓降 2808級假想速度 9圓周速度 18110速度比 11部分進氣度 12進口蒸汽壓力13進口蒸汽溫度℃32714進口蒸汽比焓15葉柵進汽角176。16進口汽流初速047017初速動能018反動度%19葉柵理想比焓降 Kj/kg 20葉柵后理想比焓降21滯止理想比焓降22葉柵前滯止壓力23壓損前滯止比容24壓損后壓力25葉柵后比容26葉柵壓力比27出口汽流理想速度28速度系數29出口汽流實際速度30流量系數31出口面積32葉柵損失1333排汽速度 34余速方向176。 35余速損失 36輪周有效比焓降 37輪周效率% 38單位蒸汽輪周功 39輪周效率% 40相對誤差% 41葉高損失 42輪周有效比焓降 43輪周效率% 44扇形損失 45葉輪摩擦損失 Kj/kg 46部分進汽損失 47級有效比焓降 Kj/kg 48級效率% 49內功率KW 4594 圖（）級的熱力過程曲線第七章 汽輪機漏汽量的計算與整機校核 閥桿漏氣量的計算一 計算公式 閥桿漏氣量 （） 式中 二 閥桿漏汽流量系數的確定閥桿漏汽流量系數與閥桿分段前后壓力比及蒸汽流動狀況層流或紊流有關。一般可按下面步驟確定：（1）確定 （）式中 （2）查紊流流量系 ，則 查圖得。當數先計算系數 然后查圖得出 軸封漏汽量的計算一. 軸封系統(tǒng)汽輪機前后軸封加上與之相連的管道及附屬設備，稱為汽輪機的軸封系統(tǒng)，合理的軸封系統(tǒng)應在確定汽封結構的情況下，恰當的安排齒數，合理的選擇軸封各段腔室的壓力，盡量簡化系統(tǒng)減少漏汽量，常用的軸封系統(tǒng)有閉式和開式兩種。閉式系統(tǒng)較為復雜，但漏汽封閉在系統(tǒng)中，利于安全經濟運行開式系統(tǒng)用于小機組，系統(tǒng)簡單，不設抽汽設備，通常用冒汽管把軸封漏汽排入機房。（1）軸封末齒輪中漏汽流動狀態(tài)判別式為 () 式中 （2）計算漏汽量 當時 （） 當時 ()式中 間隙，計算時考慮汽輪機長期運行間隙會加大，一般取名義間隙的 ～2倍。 汽封直徑的確定對于整段轉子，汽封直徑即為轉子直徑。對于紅套葉輪轉子，葉輪輪轂直徑為汽封直徑，主軸直徑通常要比葉輪輪轂直徑小80～120mm，所以要確定紅套葉輪轉子的直徑必須首先確定主軸直徑。主軸直徑時根據主軸臨界轉速來決定的。 一般中壓凝汽式汽輪機臨界轉速小于工作轉速，當n=3000,時1600～2200,可用下式近似公式估取式中 L—兩軸承間距離，m. m—轉子質量，kg.對于整段轉子，可用下式近似計算臨界轉速： 式中 下表為低中壓凝汽使汽輪機L,m,表71機組容量Lm2500～1500～25000～～6000～25000～40000～～12000～40000～70000～～25000～70000～110000～～ 整機校核一. 通流部分光滑在進行熱力計算的同時，應繪制處通流部分的草圖，隨時檢查通流部分的光滑。當通流部分在葉片高度方面需作少量的改變時，可通過改變反動度及出口角來實現(xiàn)。當通流部分需作出較大變動時，必須改變平均直徑。計算出實際相對應的內效率與進汽量，估算時所估取的相對內效率之相對誤差應在1%之內為優(yōu)，不大于3%。二. 效率與功率的校核實際計算出的汽輪機內效率與元設計要求的內功率之誤差也不超過3%，但在制造安裝過程中難免出現(xiàn)誤差，可以考慮比設計要求大2%以保證機組的出力。根據實際計算的相對內效率，抽汽量，漏汽量及設計工況下內功率進行總蒸汽流量的校核，若汽輪機的進汽量與原估計值的誤差大于1%但小于3%，則需按比例修正噴嘴與動葉的高度；若誤差大與3%時，則根據計算所得流量及修正后的實際熱力過程曲線進行第二次計算第八章 軸向推力的計算 軸向推力的計算公式軸流式汽輪機所受的蒸汽軸向推力由以下四部分組成：1作用在全部動葉上的軸向推力。 2 作用在葉輪面和輪轂部分的軸向推力。 3 作用在轉子凸肩上的軸向推力。 4 作用在軸封凸肩上的軸向推力,因軸封凸肩很小，故這一部分軸向推力往往忽略不計。其他三部分軸向推力的計算公式分別為 +e () () () 或 ]() (d1=d2=d) () 式中 d1,d2—為葉輪兩側輪轂直徑； ()式中 d1,d2—對應計算面上的外徑和內徑； 汽輪機總的軸向推力為： （） 式中 Z—汽輪機級數； m—軸的突肩數。 葉輪前壓力的確定葉輪前壓力與動葉根部軸向間隙的漏汽或吸汽有關，其計算方法如下。 令 () 葉輪反動度 == () = ()式中 當略去平衡孔，葉片根部和隔板間隙中汽流的密度變化時，可用流量平衡方程式計算葉輪反動度，將時（75）（76）（77）帶入流量平衡方程式得 葉根漏汽時 () 葉根吸汽時 () 根部不吸不漏時 () 式中 當可對時(78)，(79)進行簡化： 設q= ,令，將 葉根漏汽時q= () 葉根吸汽時q= () 葉輪的反動度為 () 葉輪的級前壓力 () 推力軸承的安全系數 推力軸承的安全系數必須滿足下式條件： n= () 式中 p—推力瓦塊所能承受的總壓力，搖擺式瓦塊通常取p=2 A—推力瓦塊的承壓面積.結 論這次畢業(yè)設計使我又一次體會到了“吃得苦中苦，方為人上人”這句至理名言的真真含義。畢業(yè)設計是我們專業(yè)課程知識綜合應用的實踐訓練，是檢驗我們大學三年所學的知識的一個尺碼。是我們走向社會，工作不可缺少的前提。此次畢業(yè)設計是在校外完成的，所以沒有老師過多的指導，這就給我的設計造成了許多困難，尤其是資料少。但是我發(fā)揚了不怕苦，不怕累，自力更生的精神。但畢業(yè)設計不是一蹴而就的事，它是對耐心和毅力的考驗。對于汽輪機的熱力設計其計算量大且復雜。以至于在設計時稍不留神就會出現(xiàn)計算錯誤，一步錯，步步錯，最后只有重新計算這樣就增大了設計量。在這我還要感謝公司的同事對我的幫助與支持，是我才知道什么是“以銅為鏡可以正衣冠，以人為鏡可以知得失”。在畢業(yè)設計做完的同時我也嘗到了成功的味道。這對于我來說不僅時知識的鞏固，也使我對未知知識有了更多的求知欲望。人生的路還很長，需要我們一步一個腳印的去走，但是要走出屬于自己的精彩人生，就必須以知識為基石，以工作為跳板，不斷的完善自己，提高自己，以實現(xiàn)自我的人生目標。致 謝本文的設計是25MW凝汽式汽輪機的熱力設計，在設計過程中遇到很多意想不到困難多謝了廠領導、同事給予了我無私的幫助，還有任偉老師的悉心指導。任偉老師淵博的學識、寬廣的胸懷、嚴謹的治學態(tài)度、精益求精的工作作風和誨人不倦的育人精神使我受益匪淺、終身難忘。在撰寫論文期間，我班同學對我的論文撰寫給予了熱情幫助，在此向他們表達無盡的感激之情。特別衷心的感謝多年來支持、關心、幫助我的家人和朋友!他們的理解和支持使我能夠在工作單位安心的做完本次設計。三年的學習生活有快樂、有痛苦、有成功、有失敗，五味俱全。但是令我非常欣慰的是，我從中不但獲得了一筆可貴的知識財富，陶冶了情操，得到了社會經驗。為我將來的美好前程打下了堅實的基礎。同時感謝為我們畢業(yè)論文指導的每一位老師！向關心幫助我的人表示誠摯的敬意！參考文獻[1] 蔡頤年編，蒸汽輪機，西安交通大學出版社.[2] 馮慧雯編，汽輪機課程設計參考資料，水利電力出版社，.[3] 嚴家裕，余曉福，水和水蒸氣熱力性質圖表，高等教育出版社，.[4] 葉型手冊，西安交通大學葉輪機械研究所.[5] 劉華堂主講，汽輪機原理，講稿.[6] 實習筆記，2010年寧夏多維藥業(yè)有限公司實習筆記。 [7] 韓昭滄 主編， 燃料與燃燒，第二版. [8] 華自強 張忠進 主編，工程熱力學，[9] 牛衛(wèi)東 主編，電廠汽輪機原理.[10] 杜廣生 主編，