1、第三章 汽輪機在變工況下的工作 汽輪機的熱力設計就是在已經確定初終參數、功率和轉速的條件下，計算和確定蒸汽流量、級數、各級尺寸、參數和效率，得出各級和全機的熱力過程線等。汽輪機在設計參數下運行稱為汽輪機的設計工況。由于汽輪機各級的主要尺寸基本上是按照設計工況的要求確定的，所以一般在設計工況下汽輪機的內效率達最高值，因此設計工況也稱為經濟工況。 汽輪機在實際運行中，因外界負荷、蒸汽的狀態參數、轉速以及汽輪機本身結構的變化等，均會引起汽輪機級內各項參數以及零部件受力情況的變化，進而影響其經濟性和安全性。這種偏離設計工況的運行工況叫做汽輪機的變工況。研究變工況的目的，在于分析汽輪機在不同工況下的效率

2、、各項熱經濟指標以及主要零部件的受力情況。以便設法保證汽輪機在這些工況下安全、經濟運行。 本章主要討論電廠使用的等轉速汽輪機在不同工況下穩態的熱力特性，即討論汽輪機負荷的變動、蒸汽參數的變化以及不同調節方式對汽輪機工作的影響。 同研究設計工況下的特性一樣，分析汽輪機的變工況特性也應從構成汽輪機級的基本元件一一噴嘴和動葉開始。噴嘴和動葉雖然作用不同，但是如果對動葉以相對運動的觀點進行分析，則噴嘴的變工況特性完全適用于動葉。 第一節 漸縮噴嘴的變工況 研究噴嘴的變動工況，主要是分析噴嘴前后壓力與流量之間的變化關系，噴嘴的這種關系是以后研究汽輪機級和整個汽輪機變工況特性的基礎。噴嘴又分漸縮噴嘴和縮放

3、噴嘴兩種型式。本節主要分析漸縮噴嘴的變工況特性。 一、漸縮噴嘴的流量關系式 本書第一章已指出，對漸縮噴嘴，在定熵指數k和流量系數n都不變的條件下，當其初參數p*0、*0及出口面積An不變時，通過噴嘴的蒸汽流量G與噴嘴前、后壓力比n的關系可用流量曲線(如圖3-1中曲線ABC)表示。 當nc時，其流量為 (3-1)當nc，時，其流量為 (3-2)顯然，對應另一組初參數(p*10、*01)，可得到另一條相似的流量曲線A1B1C1(p*01p*0)，此時通過該噴嘴的臨界流量亦相應地改變為 由于初參數不同的同一工質具有相同的臨界壓力比，故各條流量曲線的臨界點B、B1均在過原點的輻射線上，如圖3-1所示。

4、 二、彭臺門系數定義及近似關系 彭臺門根據計算指出，曲線BC段與橢圓的1/4線段相當近似，若用橢圓弧段代替它，誤差較小，故根據橢圓方程，曲線段BC可表示為 或 (3-3)式中；是彭臺門系數，也稱噴嘴的流量比。式(3-3)便是彭臺門系數的近似關系式，而彭臺門系數的精確式則為 (3-4)表3-1列出了用近似式(3-3)代替精確式(3-4)的計算誤差。這一誤差是由式(3-3)的計算結果減去式(3-4)的計算結果，再除式(3-4)的計算結果而得。比較這些數據可見，用式(3-3)計算所引起的誤差是很小的，可以滿足一般工程計算的要求。 壓力比n0.6000.7000.8000.9000.9500.9750

5、.9850.9901.000誤差-0.35-2.26-4.36-7.56-8.66-9.33-9.60-11.200(3-5)當噴嘴前、后蒸汽參數同時改變時，不論噴嘴是否達到臨界狀態，通過噴嘴的流量均可按下式計算： 式中下標1表示工況變動后的參數。 若視蒸汽為理想氣體，并用狀態方程p=RT，則上式可寫成 (3-6)圖3-1漸縮噴嘴的流量與出口壓力的關系曲線 若噴嘴前的壓力變動是由蒸汽節流引起的(即p*01/*01=p*0/*0)，或工況變動前后T*0未變，或T*0的變化較小而作近似計算，可忽略，則式(3-6)可簡化為 (3-7)如果設計工況和變動工況均為臨界工況，則1=1故有 (3-8)若略去

6、初溫的變化，則有 (3-9)運用以上諸式，便可進行噴嘴的變工況計算，即由已知工況確定任意工況的流量或壓力。 四、流量錐概念及流量圖 在實際計算中，大都采用圖解法，并運用相對坐標。假定最大初壓力為p*0.max，其對應的最大臨界流量為G0.max，當噴嘴前后的蒸汽參數分別為p*0、T*0。和p11時，則通過噴嘴的蒸汽流量G與最大流量G0.max之比可表示為 如0=p*0/p*0.max,1=p*1/p*0.max之上式可寫成； (3-10)若略去初溫的變化(T*0.maxT*0)，則可得到下列橢圓方程： (3-11)對漸縮噴嘴，臨界壓力比nc為常數。方程(3-11)有三個未知量：max、0、1。

7、其間的關系可用圖3-2表示，此圖即為漸縮噴嘴的流量錐，它反映了漸縮噴嘴在任意參數下，壓力比與相對流量之間的變化關系。圖中直線Ab的方程為0=1，直線ad和ac的方程均為max=0。 所以，在臨界區域acd內，相對流量比m不隨壓比變化，僅與初參數有關。 圖3-2漸縮噴嘴流量錐 為了便于計算，將流量錐上的各參數值投影到垂直于20軸的平面上，則得到如圖3-3所示的漸縮噴嘴流量網圖。利用流量網圖可以很方便地由三個參數max、0、1中的任意兩個確定第三個參數。 應該注意，上述流量網圖是在假定噴嘴前的溫度保持不變的條件下得到的；如果變工況時，初溫a6變化不能忽略，則用流量網圖進行計算后應該乘以 ，作為溫度

8、修正。另外，在選擇最大初壓力p*0.max時，應使各個壓力比值(0、1)都小于1或等于1而p*0.max本身是中間參數，其數值對計算結果沒有影響。 圖3-3漸縮噴嘴流量網圖 第二節 級與級組的工況變化 本章 第一節 指出，當噴嘴前、后壓比變化時，流經噴嘴的蒸汽流量要相應發生變化。反之，當流過噴嘴的蒸汽流量變化時，噴嘴及動葉前后的壓力也要隨之變化，從而引起級內各項損失、反動度、級的功率、效率、軸向推力及其他的特性的變化。研究汽輪機級的變工況特性，主要是分析級中諸參數隨流量變化而變化的基本規律。 一、級前后壓力與流量的關系 (一)設計工況和變動工況下級均為臨界狀態 級在臨界工況下工作時，其噴嘴或動

9、葉必定處于臨界狀態。 1.噴嘴在臨界工況下工作時 此時通過該級的流量只與級前蒸汽參數有關，而與噴嘴后和級后壓力無關，根據式(3-8)有 (3-12)或 (3-13)或 2.動葉在臨界工況下工作時 這種情況與噴嘴變工況特性相同，若忽略溫度的變化，則通過該級動葉的流量，即通過該級的流量與動葉前的滯止壓力成正比 在設計工況下，由于 故動葉進口截面的流量方程為 同理，在變動工況下有 上四式中Ab-動葉進口截面積； 1、11工況變動前、后動葉前實際壓力與滯止壓力之比。 故 由于，并近似地認為T*1=T*11，則必有 由此可得1=11或，即有 (3-14)式(3-14)說明，當動葉達到臨界狀態時，通過該級

10、的流量不僅與動葉前的滯止壓力成正比，而且與動葉前的實際壓力成正比。 在做級的變工況估算時，通常略去動葉頂部的間隙漏汽，這樣兩工況下的流量Gc，Gc1又可用噴嘴的氣動參數表示，即有 上四式中An-噴嘴出口面積； n、n1-工況變動前后噴嘴壓比； 1-噴嘴流量系數。 若近似認為T*0=T*01并代人式(3-13)則得 從而得到n1=n，即，因此 (3-15)若c0變化不大，則 (3-16)式(3-15)和式(3-16)說明，如果動葉在各種工況下均達臨界狀態，則通過該級的流量與級前壓力成正比。可見，只要級在臨界狀態下工作，不論臨界狀態是發生在噴嘴中還是發生在動葉中，其流量均與級前壓力成正比，而與級后

11、壓力無關。 (二)設計工況和變動工況下，級均為亞臨界狀態 在此條件下，汽輪機任意一級噴嘴出口截面的連續方程式為 (3-16-1)或 (3-17)方括號內的部分表示級的反動度等于零(p11=p2)時，通過該噴嘴的流量，用G表示。流量G也可以根據式(3-3)、(3-5)表示為(假定初速為零)： 于是式(3-17)可以寫成 (3-18)同理，對于另外一種工況，可以得到類似的公式 (3-19)試驗證明，在亞臨界工況下，近似認為(1t1/2t1)=(1t/2t)是相當精確的；此外，假設=0，(p201-p221)遠大于(p01-p21)2。則以上兩式相比并簡化的到汽輪機某級在變工況前后均處于亞臨界狀態時

12、，流量與蒸汽參數之間的關系式： (3-20)或 (3-21)式(3-20)和式(3-21)說明，當級內未達到臨界狀態時，通過級的流量不僅與初參數有關，而且與級后參數有關。 需要指出，雖然式(3-20)是在級前汽流初速為零的條件下推導出來的，并且作了若干簡化，但是，計算表明，運用該式所得的結果與實測數據基本相符。這是因為式(3-20)所略去的各部分，相互之間有補償作用。但若以上簡化條件不滿足時，運用式(3-20)進行變工況計算，則誤差較大。 二、級組壓力與流量的關系 級組是一些流量相等，通流面積不隨工況而變(或變化程度相同)的依次串聯排列的若干級的組合。當級組內各級的汽流速度均小于臨界速度時，稱

13、級組為亞臨界工況；當級組內至少有一列葉柵(如某一級的噴嘴或動葉)的出口流速達到或超過臨界速度時，稱級組為臨界工況。討論級組的變工況主要是研究級組前后蒸汽參數與流量之間的變化關系。 (一)工況變化前后級組均為臨界工況 在各級通流面積不變的條件下，處于亞臨界工況的級組，若級組前后壓差由小變大，則各級流量和流速也要增大，這時一般是級組內最后一級最先達到臨界速度，因為后面的級的比容較大，其平均直徑往往比前面的級要大，若相鄰兩級的速比和反動度基本相同，則后一級的比焓降較大，也就是最后一級的比焓降往往最大，流速也常最大；然而，最后一級的蒸汽絕對溫度最低，當地音速最小，因此最后一級常最先達到臨界速度。 亞臨

14、界工況級組中某一級(一般是最末級)的噴嘴或動葉的汽流速度剛升到臨界速度時，級組前后的壓力比稱為級組臨界壓力比，以gc表示，級組背壓pg稱為級組在初壓p0下的級組臨界壓力，以pgc表示，這時的流量為級組的臨界流量，仍以Gc表示。 圖3-4所示為通流面積不變的汽輪機級組。若級組內第三級在變工況前后均在臨界工況下工作，并忽略溫度變化，即T0/T01T2/T21T4/T41，則 因第三級前的汽流未達到臨界，故對第二級可寫出下式： 圖3-4汽輪機級組示意圖 由于通過各級的流量相等，從而有 由此得 即第二級前壓力也與流量成正比。同理，可得到該級組前的壓力與流量成正比的關系式： (3-22)所以，級組中若某

15、一級始終在臨界狀態下工作，則這一級前的所有各級中流量均與級組前壓力成正比。若考慮溫度變化，還與級組前的熱力學溫度的平方根成反比，上式改寫為 (3-23)(二)工況變化前后級組均為亞臨界工況 (3-20)知級組內任一級(第i級)流量與級前后參數間的關系為 即 假設級組內共有z級，可列出從i=l到i=z的各個類似的方程式 對于同一級組，(G1/G)1=(G1/G)2=(G1/G)z=G1/G。實驗證明，工況變動時，級組內各級級前的熱力學溫度比值的變化幾乎相同。因而可以用級組前的溫度比值表示，即。此外應注意，某一級前的壓力就是其前一級的級后壓力，即(p2)1=(p0)2，(p2)2=(p0)3。于是

16、，將上面z個式子的左右分別相加可得 式中：p0、pz和p01、pz1依次為流量G和G1下該級組前后的壓力。整理上式可得 (3-24)若溫度變化影響忽略，則 (3-25)式(3-24)和式(3-25)稱為弗留格爾公式。此式為多級汽輪機變工況計算的最常用、最基本公式。利用該式計算時，在一個級組內可以取不同的級數，只要該級組內無調節抽汽口便可。 對于凝汽式汽輪機，若所取級組的級數較多時，則(pz/p0)2和(pz1/p01)2通常很小，故式(3-24)和式(3-25)可近似簡化為 (3-26)或 (3-27)即凝汽式汽輪機各級(最后一、二級除外)級前壓力與流量成正比。圖3-5為哈汽廠600MW反動式

17、汽輪機級內壓力與流量的關系曲線。由圖可見，壓力與流量的關系式可用許多通過原點的相應直線表示。證明了公式(3-27)的正確性。 斯托陀拉在弗留格爾之前進行了汽輪機蒸汽流量與級組前后壓力關系的著名實驗。而弗留格爾是在斯托陀拉實驗研究的基礎上利用數學導出上述公式。但是該公式對余速利用系數、損失、效率和比容等影響噴嘴、動葉出口連續方程計算結果的許多變化因數不可能全都體現，因此弗留格爾公式只是一個近似公式。 三、壓力與流量關系式的應用 (一)應用條件 (1)在弗留格爾公式推導和斯托陀拉實驗求取壓力與流量的關系式時，都規定了工況變動前后通汽面積不變，因此應用這些關系式時，也必須保持設計工況和變工況下通汽面

18、積不變。若因結垢或腐蝕等使變工況下通汽面積有了改變，則應進行修正，即 圖3-5哈爾濱汽輪機廠600MW反動式凝汽式汽輪機非調節級級組p0-G關系曲線 (3-28)(3-29)式中：a為變工況下與設計工況下的通汽面積之比。由上兩式可見，若級組通流部分結垢(a1)，則同一G1下，p01必然降低。 對于調節級，只有當第一調節汽門開大或關小而其他調節汽門均關閉時，通汽面積才不變，才可把調節級包括在級組內。若調節級在變工況過程中多開了或關閉了一個調節汽門，則改變了通汽面積，就不能包括在級組內，也不能對調節級單獨應用流量與壓力的關系式進行計算。 (2)級組內各級流量相同 是弗留格爾公式推導和斯托陀拉實驗求

19、取壓力與流量關系式的又一個前提。電站汽輪機一般都有回熱抽汽，回熱抽汽口前后級的流量不同，嚴格地說不能把回熱抽汽口前后的級放在同一級組內。但若回熱抽汽只供加熱本機凝結水用，雖各段回熱抽汽量不與總流量成正比，可是大多與總流量G同方向增減，因此仍可近似地把回熱抽汽口前后的級放在同一級組內來應用壓力與流量關系式，誤差不會太大。圖3-5給出了具有八段回熱抽汽汽輪機，當各個加熱器都投運時，各抽汽口的壓力與總流量的關系。 由圖可見，把回熱抽汽口前后各級劃在一個級組內，仍可應用級組p0-G關系式進行近似計算、分析或估算。對于有大量抽汽供取暖、動力或其他廠用抽汽的回熱抽汽口兩側，及調節抽汽式汽輪機的供熱抽汽口兩

20、側，都必須分作兩個級組。 (3)流過級組內各級的蒸汽應是一股均質流。然而對于調節級，多數工況下是流過兩股初壓不同的汽流，級前壓力既不能采用較高的初壓，也不能采用較低的初壓，所以這種工況下，整個調節級不能包括在級組內，其流量也不能單獨地用級的壓力與流量的關系式進行計算。但調節級的某個噴嘴組及其后動葉可以看成級，其壓力或流量計算可應用級的壓力與流量關系式。 由于許多工況下調節級都不能包括在級組之內，常使汽輪機的初參數不能作為巳知量參與運算，故級組常從未級算起，以便把排汽參數作為巳知量參與運算。 (4)嚴格地講，弗留格爾公式適合具有無窮多級數的級組，但一般只要級數多于45級就可以得到滿意的結果。如果

21、只做粗略地估算甚至可運用于一個級。此時需注意，盡管弗留格爾公式與計算單級變工況的公式(3-20)形式相同，但兩者是有區別的。 (二)在工程中的應用 弗留格爾公式不僅形式簡單，而且使用方便，在汽輪機運行中可以用來： (1)監視汽輪機通流部分運行是否正常。在已知汽輪機功率或流量的條件下，根據弗留格爾公式的計算結果監視某些級組(監視段)前的壓力，借此判斷該級組是否損壞或結垢等異常現象。 (2)可以推算出不同流量(功率)時各級的壓差和比焓降，從而計算出相應的功率、效率及零部件的受力情況。也可以由壓力推算出通過各級的流量。 實際運行故障分析舉例： 1)某臺一次再熱超高壓凝汽式汽輪機的功率突然下降40，此

22、時機組無明顯振動，機組參數變化如表3-2所示，負號表示降低。功率降低后，一些參數又基本穩定不變，各監視段壓力近似成比例降低。 分析原因：調節級后壓力和中間再熱后壓力降低，表明蒸汽流量變小，這由給水流量也相應變小而證實。由于各監視段壓力與流量近似成正比，故可以認為各非調節級的工作是正常的，流量的突降是調節級或調節級之前的通流部分故障所致。 表3-2故障汽輪機參數變化表(一) 負荷給水流量調節級后壓力中間再熱后壓力中低壓缸效率高壓缸效率-40-36-42-441.80.4由于通流部分故障并未引起機組振動情況的改變，因而可以認為流量突降不是轉動部分的機械損壞所致，調節級噴嘴、動葉損壞常使流量增大；調

23、節級葉片斷落可能使非調節級第一級噴嘴堵塞而使調節級后壓力升高。但上述情況均與事實相反，因此不大可能是調節級的損壞。 調節汽門閥桿斷裂將使汽門一直處于關閉或近于關閉的位置。為了判斷故障，移動油動機。提起閥桿，在第一調節汽門應該開大的范圍內，發現流量并不增大，表明這一閥門動作失靈。 停機檢查，結果是第一調節汽門閥桿斷裂。 2)一超高壓汽輪機在運行21個月后發現功率不斷下降，已持續了一兩個月。分析每天數據，發現功率是以不變的速率下降的，而不是突降的。與21個月前的運行數據相比，變化情況如表3-3所示。 表3-3故障汽輪機參數變化表(二) 流量功率調節級后壓力高壓缸效率-17.2-16.5-21.2-

24、12.2分析原因：調節級后壓力增加21.2，既然不是由于流量增加，那就只能是由于非調節級通流部分堵塞，由于這種堵塞是穩定增加的，故不是機械損壞所致，極大的可能是通流部分結垢所致。又因為高壓缸效率大為降低，故可能是高壓缸結垢。 開缸檢查，結果發現高壓缸通流部分嚴重結垢，垢的成分中不少是銅。 3)某機三年運行數據表明，在調節汽門的同一開度下，功率是漸漸增加的，三年前后的同一調節汽門開度下的運行數據之差如表3-4所示。在發現上述問題后，曾進行試驗，證明在各個調節汽門的不同開度下，功率都變大。 表3-4故障汽輪機參數變化表(三) 功率調節級后壓力中間再熱后壓力高壓缸效率+11.0+11.0+10.2-

25、1.8分析原因：功率增加，流量必然增加。從調節級后各處壓力基本上正比于流量增加來看，調節級以后各級的工作是正常的，那么功率變大就可能是調節級或調節級之前通流面積增大所致。各個調節汽門開度下功率(蒸汽流量)都變大，估計不應是調節汽門的問題，因為不可能幾個調節汽門都同時發生問題。較大可能是調節級通流面積變大。這就有三種可能；調節級噴嘴腐蝕；調節級葉片損壞；調節級噴嘴弧段漏汽。若是后兩種情況則高壓缸效率要大大降低。但并未大大降低，故多半是調節級噴嘴腐蝕。 開缸檢查，結果是第一、二、三噴嘴組的噴嘴出口邊腐蝕嚴重，調節級動葉腐蝕較輕。 第三節 汽輪機的配汽方式和調節級的變工況汽輪機通流部分是按經濟功率設

26、計的。運行中，外界負荷不斷改變，為了保證機組出力與用戶所需要的功率相適應，必須利用配汽機構來改變汽輪機組的出力。從汽輪機功率方程式 (3-30)可以看出，為了調節出力，可以調節進入汽輪機的蒸汽量D0，也可以調節蒸汽在汽輪機中的做功能力htmac(實際上，對一個量進行調節時，另一個量也會跟著改變，只是改變的程度不同而已)。不同的配汽方式可以實現D0和htmac的改變。目前常用的配汽方式有：噴嘴配汽與節流配汽兩種。旁通配汽主要用在船、艦汽輪機上，故本教材中將不予討論。 一、噴嘴調節和調節級的變工況 (一)噴嘴配汽 噴嘴配汽如圖3-6所示，汽輪機第一級是調節級，調節級分為幾個噴嘴組，蒸汽經過全開自動

27、主汽門1后，再經過依次開啟的幾個調節汽門2，通向調節級。通常一個調節汽門控制一個噴嘴組，噴嘴組一般有36組。當負荷很小時，只有一個調節汽門開啟，也就是只有第一噴嘴組進汽，部分進汽度最小；負荷增大而第一調節汽門接近全開時，打開第二調節汽門，第二噴嘴組才進汽，部分進汽度增大；依次類推。因此，只有部分開啟的那個調節汽門中的蒸汽節流較大，而其余全開汽門中的蒸汽節流巳減到最小，故在部分負荷時機組的經濟性較好，是噴嘴配汽的主要特點。 圖3-6噴嘴配汽汽輪機示意圖 (a)全機示意圖，(b)調節級示意圖 1-自動主汽門，2-調節汽門，3-噴嘴組間壁 圖3-7調節級的熱力過程線 由于各噴嘴組間有間壁(或距離)3

28、，如圖3-6(b)所示，因此，即使各調節汽門均已全開，調節級仍是部分進汽，也就是說在最大功率下調節級仍有部分進汽損失，而且調節級的直徑比第一非調節級大，調節級的余速不能被利用，設調節級為四個噴嘴組，圖3-7所示是第、調節汽門全開，第調節汽門部分開啟，第調節汽門關閉時的調節級熱力過程線。初壓為p0的新蒸汽流經自動主汽門和兩個全開門后，壓力降到p0，調節級后壓力為p2，第、兩噴嘴組和動葉的理想比焓降相等，即htI=htII=ht，有效比焓降也相等，即hiI=hiII，動葉后比焓為hi；流經部分開啟的第調節汽門的蒸汽，其節流較大，第噴嘴組前壓力降為p0，理想比焓降較小，為htII有效比焓降為hiII

29、，動葉后比焓較高，為h2。由于調節級后的環形空間是相通的，級后壓力p2相同，故兩股初壓不同的汽流在調節級中同樣膨脹到p2，在調節級汽室中混合后，流人第一壓力級。為使這兩股汽流混合均勻，調節級汽室容積較大，且調節級直徑大于非調節級第一級直徑。不利用余速，以免汽流在未混合之前進入第一壓力級，使得進汽不均勻而效率下降。 兩股汽流混合后的比焓，可用下面式子求得 (3-31)那么，調節級的相對內效率i為 (3-32)上三式中GI，GII，GIII，-第I、II、III噴嘴組中的流量； Ii，Iii-全開與部分開啟調節汽門后噴嘴組和動葉的相對內效率。為了簡化，圖中常用點劃線0B表示調節級熱力過程。 (二)

30、調節級壓力與流量的關系 在噴嘴配汽的汽輪機中，調節級是特殊級，它的變工況與中間級和末級都不同，需要專門介紹。 1.簡化的調節級壓力與流量的關系 以凝汽式汽輪機中具有四組漸縮噴嘴的單列動葉調節級為例。為了突出調節級主要的變工況特點，可作以下簡化假定： 1)忽略調節級后溫度變化的影響，調節級后壓力p2正比于全機流量； 2)各種工況下級的反動度都保持為零，p11=p21； 3)四個調節汽門依次開啟，沒有重疊度； 4)凡全開調節汽門后的噴嘴組前壓力均為p0不變。 圖3-8(a)是上述假定條件下調節級具有四個噴嘴組的p-G1曲線。設計工況下，前三個調節汽門全開，第調節汽門關閉，流量為G。最大流量下，四個

31、調節汽門全開，流量為1.2G。圖3-8(b)是各噴嘴組蒸汽流量與總流量的關系曲線，由于縱橫坐標都是流量G1，故OQ線必然是45角斜線。 調節級汽室壓力p21變化線，以圖3-8(a)中的輻射線0S表示，凝汽式汽輪機以全部非調節級為一級組，忽略調節級后溫度變化，有G1/G=p21/p2，故p21與流量G1成正比。已設調節級的反動度始終為零，則p11/p21，故直線0S也代表p11。第I調節汽門開始開啟到全開之后，第I噴嘴組前壓力p0的變化由折線017表示，在第I調節汽門開始開啟到全開的過程中，調節級只有第I噴嘴組通汽，通汽面積不變，故可把調節級和所有非調節級看成一個級組。因此第I噴嘴組前壓力p11

32、I與G1成正比，如輻射線01所示。點1表示第I調節汽門全開，p0I達p0最大值。直線137表示第、III、調節汽門依次開啟時，第I噴嘴組前壓力p0I=p0不變。虛線0ag是折線017的臨界壓力pcI變化線，pcI=0p0I。02H段(表示的p21，也是p11)低于虛線0aH(表示pcI)，故第I噴嘴組流過的是臨界流量，如圖(b)中的折線0IJ所示，其中01段表示第I調節汽門逐漸開大時，臨界流量正比于p0I增大；IJ段表示pcI=p0不變時，臨界流量也不變。圖(a)中HS段表示的p21、(即p11)大于虛線Hg表示的臨界壓力，表明第I噴嘴組處于亞臨界工況，p0I又不變，故第I噴嘴組的流量隨背壓p

33、21升高而按橢圓曲線下降，如圖(b)中JK段所示。 第調節汽門開啟過程中和全開后，第噴嘴組前壓力p0II的變化以曲線2m37表示，p0II的臨界壓力pcII以虛線bcg表示。第調節汽門開啟之前，第噴嘴組前汽室，經噴嘴、動葉與級后汽室相通，故第組噴嘴前的壓力也是p21。以2r段表示的調節級后壓力p21,(即p11)大于虛線br表示的pcII，故第噴嘴組及其動葉所組成的級為亞臨界工況，級的p0I-G1關系由式(3-20)計算，現p21稍有增大，故曲線2m是近似雙曲線。以r4段表示的p21(即p11)小于以虛線rc表示的pcII，所以這一段內第噴嘴組是臨界工況，以m3表示的p0II與第噴嘴組的蒸汽流

34、量成正比，故m3是過點8的輻射線上的一段。直線37表示第調節汽門已全開，在第、調節汽門開啟時，p0II=p0不變。圖(b)中的斜線IL表示第調節汽門不斷開大，第噴嘴組中流量不斷增加。直線LM表示第調節汽門全開后。p0II=p0不變，第噴嘴組中臨界流量也保持不變。兩橢圓曲線MN與JK的差值表示第噴嘴組的背壓HS段高于臨界壓力，且p0II=p0不變，流量隨背壓升高而按橢圓曲線規律減小。 第調節汽門開啟時和全開后，第噴嘴組前壓力p0II的變化如曲線457所示，虛線deg表示曲線457的臨界壓力pcII，以46S段表示的p21(即p11)始終大于pcII，故第噴嘴組中流量始終小于臨界流量。圖(b)中斜

35、線LU表示第汽門開大，流量增大。兩橢圓曲線UV與MN之差表示第調節汽門全開后p0III不變，p11升高，第噴嘴組中流量按橢圓曲線規律下降。 圖3-8簡化的調節級的壓力與流量關系 (a)各噴嘴組壓力與流量的關系，(b)各噴嘴組流量與總流量的關系 第噴嘴組前壓力p0以曲線67表示，pc以虛線fg表示，圖(b)中的斜線U0表示第調節汽門開大，流量增大。 若四個噴嘴組的噴嘴型線和尺寸都相同，則當四個調節汽門都全開，各噴嘴組前后壓力都相同時，各噴嘴組的流量必正比于噴嘴出口面積，故圖(b)中的線段AK、KN、NV、VQ之比也就是各噴嘴組出口面積之比。VQ的長度之所以比圖(a)橫軸末的(1.2G-G)大許多

36、，是因第N噴嘴組所增大的流量，必須彌補第I、噴嘴組在亞臨界工況下由于背壓升高而減少的流量。 現分析調節級理想比焓降的變化規律。當第調節汽門逐漸關小時，隨著流量減小，p21沿線段S6下降，p0I=p0II=p0II=p0不變，故第I、噴嘴組與動葉的理想比焓降htI=htII=htIII都增大，只有第噴嘴組與動葉的ht減小，一直減到0。同理，第調節汽門關小時，htI=htII增大，而ht減小，直至減到0。顯然，I、調節汽門都關閉而第I調節汽門全開時，p0I與p21之差最大，htI達最大值。當第I調節汽門關小時，p0I與p21都下降，但由圖3-8(a)可見，且第I調節汽門中是節流過程，第I組噴嘴前t

37、01基本不變，因此第I調節汽門關小時，htI也基本不變。當只有第I調節汽門全開而其他調節汽門關閉時，非但htI最大，而且流過第I噴嘴組的流量是p0I=p0。時的臨界流量，是第I組噴嘴的最大流量，這股流量集中在第I噴嘴組后的少數動葉上，使每片動葉分攤的蒸汽流量最大。動葉的蒸汽作用力正比于流量和比焓降之積，因此當第I調節汽門全開而其他調節汽門都關閉時，調節級動葉受力最大，是危險工況，調節級動葉強度應以這一工況核算。2.調節級的實際壓力與流量的關系 (1)實際上調節級后溫度t2隨流量變化而變化，如圖3-9(a)所示，圖中0表示蒸汽流量，圖中三個轉折點是調節汽門依次全開時節流損失比較小的工況點，稱之為

38、閥點。由于節流損失小，在這些工況點的做功較多，故調節后的h2和t2均處于較低點。 若以凝汽式汽輪機的全部非調節級為一級組，則。當G1G時，T21T2，,使p21比時的p21大，如曲線cd所示。若G1=0.4G對剛好第調節汽門全關，第I調節汽門全開。則G10.4G時，htI與t01基本不變，因而由h-s圖可知T2也基本不變，那么p21正比于G1，故ba段是過原點的輻射線中一段。G10.3G時，屬小流量區域，無實際意義。 (2)實際上調節級有反動度，m0，因此p11p2。根據級的反動度變化規律，G1ht，而動葉一般為亞臨界工況，則m1m，(p11-p21)增大，p11如曲線fk所示。若當G1=0.

39、4G時，m1=0，則p11=p21，如點b所示。當G10.4G時，ht1不變，則m0也不變，p11=p11不變，如圖中輻射線ba所示。 (3)調節汽門均有重疊度，故實際調節級噴嘴壓力與流量關系如圖3-10所示。以第I、II兩組噴嘴為例，由于第I調節汽門開足之前，第I調節汽門已開始開啟，所以第I噴嘴組流量G比總流量略小，表現為圖3-10(b)中G曲線水平段右端向下彎曲。這時第I噴嘴組為臨界工況，第I噴嘴組前壓力別與流量成正比，現在流量小了一些，故亂也減小了一些，使別線在這一段中變為彎曲形狀，如圖3-10(a)所示。 (4)實際上流量不斷增大時，自動主汽門、調節汽門和導管等處的節流損失增大，從而使

40、全開調節汽門后的壓力p01略低于p0，成為一根向右下傾斜的曲線，如圖3-10(a)所示。 p0的臨界壓力線ag，也要隨之向右下傾斜，加上p11壓力線bk也高于輻射線0S所代表的p21線，故點H左移至點H，(對照圖3-8來看)。 圖3-9凝汽式汽輪機調節級后參數變化曲線 (a)調節級后溫度t2變化例子 (國產125MW汽輪機)，(b)調節級的p11、p2變化曲線 圖3-10調節級噴嘴的實際壓力與流量關系 (a)各噴嘴組的p-G1關系曲線；(b)各噴嘴組流量與總流量的關系 (三)噴嘴調節的優缺點 由前面的討論可知，噴嘴調節汽輪機在工況變動時，調節級始終為部分進汽。因此，調節級存在部分損失。盡管如此

41、，由于在任一工況下，只有通過尚未完全開啟調節閥的那部分蒸汽才有節流作用，所以在部分負荷時噴嘴調節的效率仍較高。噴嘴調節使機組的高壓部分(尤其是調節汽室中)在工況變動時溫度變化較大，從而引起較大的熱應力。因此這種機組在調節級汽室處的汽缸壁可能產生的較大熱應力常常成為限制這種機組迅速改變負荷的重要因素。 由前面的討論知，調節級動葉最危險工況不是在最大負荷，而是在當第一調節閥剛全開時的負荷。 二、節流配汽 圖3-11節流配汽汽輪機的示意圖和熱力過程線 (a)示意圖，(b)熱力過程線節流 進入汽輪機的所有蒸汽都通過一個調節汽門(在大容量機組上，為避免這個汽門尺寸太大，可通過幾個同時啟閉的汽門)，然后流

42、進汽輪機，如圖3-11(a)所示。最大負荷時，調節汽門全開，蒸汽流量最大，全機扣除進汽機構節流損失后的理想比焓降(htmac)，(見圖3-11，b)最大，故功率最大。 部分負荷時，調節汽門關小，因蒸汽流量減小，且蒸汽受到節流，全機扣除進汽機構節流損失后的理想比焓降減為(htmac)，故功率減小。圖3-11(b)中p0。表示調節汽門全開時第一級級前壓力，p0表示調節汽門部分開啟時第一級級前壓力。 配汽汽輪機定壓運行時的主要缺點是，低負荷時調節汽門中節流損失較大，使扣除進汽機構節流損失后的理想比焓降減小得較多。通常用節流效率th表示節流損失對汽輪機經濟性的影響： (3-33)根據全機相對內效率的定

43、義，可得 (3-34)式中：th指未包括進汽機構的通流部分相對內效率：對再熱機組htmac、(htmac)、(hImac)均為高中低壓缸比焓降之和。 節流效率是蒸汽初終參數和流量的函數。圖3-12是初壓p0=12.75MPa、初溫t0=565時，節流效率th與背壓pg、流量比G1/G的關系曲線。只要求出G1/G下的p0，若是再熱機組尚需知道再熱壓力pr1、再熱壓損pr1、再熱溫度tr，就可查水蒸氣圖表求出th。由圖可見，在同一背壓下，蒸汽流量比設計值小得越多，調節汽門中的節流越大，節流效率越低。 圖3-12節流效率變化曲線 在同一流量下，背壓越高，節流效率越低。因此，全機理想比焓降較小的背壓式

44、汽輪機，不宜采用節流配汽。背壓很低的凝汽式汽輪機，即使流量下降較多，節流效率仍降得很少。與噴嘴配汽相比，節流配汽的優點是：沒有調節級，結構比較簡單，制造成本較低；在工況變動時，各級比焓降(除最末級)變化不大；其過程線可在h-s圖上水平移動，故級前溫度變化較小，從而減小了熱變形及熱應力，提高了機組運行的可靠性和對負荷變化的適應性。 現代大型節流配汽汽輪機若是滑壓運行，則既可用于承擔基本負荷，也可用于調峰；若定壓運行，則因其部分負荷下經濟性較差，故節流調節只適用于輔助性的小功率汽輪機以及擔負基本負荷且設計功率等于額定功率的大型電站汽輪機。 為了綜合節流調節和噴嘴調節的優點，擔任基本負荷的機組往往設

45、計成在低負荷下兩個調節閥同時動作，以擴大節流調節控制的部分負荷范圍，從而也減輕了調節級動葉在第一調節閥全開時所受到的蒸汽彎曲應力。 三、配汽方式對定壓運行機組變工況的影響在定壓運行時，配汽方式對全機變工況的影響較大。上述調節級壓力與流量的關系，就是噴嘴配汽方式對第一級(調節級)變工況的影響。至于節流配汽方式，第一級是非調節級，并未分為幾個噴嘴組，所以不存在上述情況。 定壓運行負荷變化時，配汽方式對全機熱力過程和各級溫度變化的影響，也是不相同的。 圖3-13(a)所示是東方汽輪機廠生產的300MW中間再熱汽輪機調節級在各種負荷下熱力過程線的變化情況。該機調節級共有四個噴嘴組。設計工況下，前三個噴

46、嘴組的調節汽門全開，熱力過程如曲線AB所示，p11=12.27MPa，能發出300MW電功率。最大功率時，四個噴嘴組的調節汽門都全開，熱力過程如曲線AB1所示，功率超過300MW。80設計功率下，前兩個噴嘴組的調節汽門全開，熱力過程如曲AB2所示，p11=219.82MPa。該機第I、兩個調節汽門是同時啟閉的，故在40設計功率下，第I、兩個噴嘴組前的調節汽門都部分開啟，全部蒸汽受到節流，噴嘴組前壓力降為點A1的8.0MPa左右，然后在噴嘴和動葉中膨脹到點B3，p=214.91MPa。 由此可見，在不同負荷下，調節級的比焓降是變化的。而且，從圖中還可看出，調節級的排汽溫度也是變化的。 負荷變化時

47、，調節級排汽溫度的變化還將使非調節級各級溫度都變化，因而引起零部件的熱應力和熱變形。如果調節級排汽溫度變化較大，則引起的熱應力和熱變形也將較大，影響機組運行的安全性和負荷調度的靈活性。 若這臺汽輪機第I、兩噴嘴組的調節汽門不是同時啟閉，而是依次啟閉，那么40設計功率下，將只有第I噴嘴組的調節汽門全開，第噴嘴組的汽門是關閉的(忽略重疊度)，這時調節級的熱力過程線將如圖中虛AB4所示，調節級的有效比焓降大增，調節級的排汽溫度更低。這時，由最大功率降到40設計功率，調節級排汽溫度由509降為403左右，變化一百多度，由圖3-14中的虛線B4C4可見，高壓缸各非調節級的溫度都將下降100左右。如果負荷

48、下降很快，這將引起高壓缸各級相當大的熱應力和熱變形。但從熱經濟性角度來說，由于沒有節流損失，過程線AB4的有效比焓降約比過程線A1B3的大一倍左右。 圖3-13兩種配汽方式下調節級或第一級的熱力過程線 (a)噴嘴配汽熱力過程線，(b)節流配汽熱力過程線 AB-設計工況，AB1-最大功率工況，AB2-80設計功率工況，A1B3-節流-噴嘴混合配汽的40設計功率工況，AB4-純噴嘴配汽的40設計功率工況;Ab-設計工況，a2b2-80設計功率工況；a3b3-40設計功率工況 圖3-14三種配汽方式下高壓缸的熱力過程線 ABC-噴嘴配汽設計工況，A1B3C3-節流-噴嘴混合配汽的40設計功率工況；A

49、B4C4-噴嘴配汽的40設計功率工況，AD-節流配汽設計工況，A2D2-節流配汽的40設計功率工況 現在，這臺汽輪機第I、兩噴嘴組的調節汽門同時啟閉，同樣大的負荷變化下，調節級排汽溫度從509下降到447左右，只下降50左右，由圖3-14中的過程B3CJ可見，高壓缸各級溫度的變化也就減小了一半左右，可避免零部件過大的熱應力和熱變形，但在熱經濟性上，節流損失增大，這是犧牲一些效率來換取運行的安全性與負荷調度的靈活性，以便于適應調峰的需要。這種配汽方式，對于第I、兩噴嘴組來說是節流配汽，對、噴嘴組來說是噴嘴配汽，故稱為節流-噴嘴混合配汽方式。 在小型汽輪機上，新汽溫度和壓力都較低，零部件尺寸較小，

50、負荷變化時熱應力較小，且轉子與靜子之間的軸向與徑向間隙較大，對熱變形的敏感性較小，所以一般不采用這種節流-噴嘴混合配汽方式。 圖3-13(b)表示上述同一臺汽輪機如果改為節流配汽方式來定壓運行，而且第一級設計比焓降與圖3-14(a)的調節級相同的該機第一級熱力過程線的變化情況。曲線Ab、a2b2與a3b3分別表示設計功率、80設計功率與40設計功率下的第一級熱力過程線。因為級前后的壓力都與流量成正比，故第一級的比焓降不變。由于是節流過程，所以第一級前后汽溫都變化不大，負荷變化時各級熱應力和熱變形都不大。 圖3-14是同一臺汽輪機分別采用噴嘴配汽、節流配汽或節流噴嘴混合配汽時的高壓缸熱力過程線。

51、在設計功率下，噴嘴配汽及節流配汽這兩種配汽方式的高壓缸熱力過程線和效率都差不多。在40設計功率下AB4C4的有效比焓降顯然比A2D2的大許多，AB4C4各級溫度的變化也大許多。 由于這臺汽輪機在80設計功率以下，第I、噴嘴組的調節汽門同時啟閉，相當于節流配汽，故40設計功率下的過程線A1B3C3與節流配汽的A2D2過程線相差不大。對于中低壓缸，如果兩種配汽方式下再熱器出口蒸汽溫度相同，那么配汽方式對中低壓缸沒有影響。但實際上，由于噴嘴配汽的高壓缸排汽溫度較低，再熱后蒸汽溫度也略低，這就使低壓缸濕汽損失增大，效率略低。 四、滑壓運行的經濟性與安全性 隨著電網和單機容量的不斷增大，用電峰谷差越來越

52、大，原采承擔基本負荷的大容量機組(300MW以上機組)，現在也要承擔尖峰負荷進行調峰。因此，汽輪機運行所注意的問題不僅是效率的高低，還應使機組具有足夠的負荷適應能力，。在實際運行中，負荷適應能力與機組能否安全可靠運行有著直接關系，因而顯得更重要。為了適應電網發展的要求，高參數大容量機組多數采用滑壓運行方式。 大容量汽輪機調峰時，采用滑壓運行方式，在安全性和負荷變化靈活性上，都優于定壓運行方式，一定條件下的經濟性也優于定壓運行方式。 (一)滑壓運行方式 滑壓運行又稱變壓運行，是相對于傳統的定壓運行而言的。汽輪機滑壓運行時，調節汽門全開或開度不變。根據負荷大小調節進入鍋爐的燃料量、給水量和空氣量，

53、使鍋爐出口汽壓和流量隨負荷升降而升降，但出口汽溫不變，因此汽輪機的進汽溫度t0維持額定值不變，而進汽壓力與流量都隨負荷升降而增減，可借以調節汽輪機的功率。汽輪機的進汽壓力隨外界負荷增減而上下滑動，故稱滑壓運行。 滑壓運行方式最早是由聯邦德國在50年代開始研究并首先應用到機組上的。60年代以來，美、日、前蘇聯和歐洲其他各國也先后應用在機組上。目前國內外新設計的300MW以上機組一般都把滑壓運行作為一種推薦運行方式滑壓運行又可分為三種方式。 1.純滑壓運行方式 在整個負荷變化范周內，所有調節閥均處在全開位置，完全靠鍋爐調節燃燒改變鍋爐出口蒸汽壓力和流量以適應負荷變化。這種方法操作簡單，維護方便，具

54、有較高的經濟性。 但是，從汽輪機負荷變化信號輸入鍋爐，到新蒸汽壓力改變有一個時滯，即不能對負荷變化快速響應。對于中間再熱機組，由于再熱器和冷段導汽管的熱慣性，負荷變動時，低壓缸有明顯的功率延滯現象，通常依靠高壓調速汽門動態過開的方法來補償，但此時調速汽門口全開，沒有調節手段，故此方法難于適應負荷的頻繁變動的工況。另外，調速汽門長期處于全開狀態，易于結垢卡澀，故需要定期手動活動調速汽門。 2.節流滑壓運行方式為了彌補純滑壓運行時負荷調整速度慢的缺點，可采用節流滑壓運行方式，即在正常運行情況下，汽輪機調速汽門不全開。當負荷急劇升高時，開大節流調節汽門應急調節；負荷突降時，也可關小調節汽門加以調節，

55、待鍋爐燃燒狀況跟上后，再將節流調節汽門開度恢復到原位，這就可避免鍋爐熱慣性對負荷迅速變化的限制。顯然，這種運行方式由于調速汽門經常處于節流狀態，存在一定的節流損失，降低了機組的經濟性。 3.復合滑壓運行方式汽輪機采用噴嘴配汽，高負荷區域內(如8095額定負荷以上)進行定壓運行，用啟閉調節汽門來調節負荷，汽輪機組初壓較高，循環熱效率較高，且負荷偏離設計值不遠，相對內效率也較高。較低負荷區域內(如在8095與25，50額定負荷之間)僅全關最后一個、兩個或三個調節汽門，進行滑壓運行，這時沒有部分開啟汽門，節流損失相對最小，全機相對內效率接近設計值，負荷急劇增減時，可啟閉調節汽門進行應急調節。在滑壓運行的最低負荷點之下(如2550額定負荷之下)又進行初壓水平較低的定壓運行，以免經濟性降低太多。這是滑壓