汽轮机课程设计说明书——参考
汽轮机课程设计-设计计算说明书-西安交大
透平机械原理课程设计计算说明书设计题目: 700kW单级凝汽式汽轮机设计班级动力机械2班姓名覃建华指导教师赵志军2015 年 1 月 3 日目录2汽轮机设计计算说明书一、设计任务书初步设计一台冲动凝汽式汽轮机，用以带动发电机。
1. 原始参数蒸汽初参数 p 0=0.98MPa t 0=300℃ 凝汽器进口处压力 p c =0.3Mpa 给水温度 t fw =550℃经济功率 P e =700kW ±1% 汽轮机转速 n =3000r/min 汽轮机内效率 ηoi =(80±1)% 2. 设计任务（1）热力系统设计及计算拟定具有三级抽汽的热力系统，其中第二级抽汽供除氧器加热用；做原则性热力系统图；计算系统的热耗率。
（2）汽轮机的热力设计及计算调节级与非调节级的焓降分配；调节级的方案比较与详细热力计算；非调节级的热力设计及计算；按比例绘出各级速度三角形及汽轮机在i -s 图上的热力膨胀过程曲线图。
（3）绘制一张汽轮机纵剖面图。
（4）设计计算说明书一份。
二、设计步骤1. 画出原则性热力系统图根据设计要求，参考同类型机型设计，其系统用下图3-1表示。
为了对系统进行热平衡计算。
首先，应作出汽轮机蒸汽膨胀近似过程曲线。
其次，确定各加热器温度，抽汽压力等有关的数据。
最后，根据能量守恒计算每一个加热器的抽汽量，同时对功率进行平衡（<5%）。
除氧补水过热器，抽汽漏汽射汽抽汽ρ高加低加2. 初步拟定热力过程线（1）由p0=3.43MPa，t0=435℃，p c=5.5kPa，得h s=1168.66kJ/kg（2）取进汽节流损失∆p0=0.04p0，则p0′=3.293MPa（3）取λ=0.04 c2=100m/s，则排汽)2p c=0.05p c，节流损失Δp c=λ(c2100Δh C2 p c′=5.72MPa（4）由p0′=3.29MPa，t0=435℃，p c′=5.72MPa，得h s′=1158.48MPa（5）由h i=h s′ηoi，得h i=926.78MPa确定汽轮机出口点状态5点：h5=2377.85MPa，s5=7.74kJ/(kg∙℃)4点：h4=h5−c22/2=2372.85kJ/kg，s4=7.72kJ/(kg∙℃)（6）初步设计调节级a 选取中径d m=1.1m=0.24，h s为调节级理想焓降b 小机组取双列复速级c a=√2h s，x a=uc ac 由d m=1.1m，x a=0.24，n=3000r/min，得h s=258.9001kJ/kgd 由h s定出调节级后状态点1s，h1s=3045.47kJ/kg，s1s=6.99kJ/(kg∙℃)p1s=1.325MPa，t1s=301.1℃e 由《汽轮机原理》P85-P87调节级ηoi−x a曲线，得ηoi=0.69，初步确定1点h1=3125.81kJ/kg，s1=7.12kJ/(kg∙℃)，t1=338.05℃（7）以1点和4点相连，与饱和线相交得a点，1与a的中点沿等压线上浮10-20kJ/kg得2点，a点沿等压线下浮10-20kJ/kg得3点，实线0-1-2-3-4近似为热力过程线。
汽轮机课程设计
汽轮机课程设计第一章绪言ξ1.1、变工况计算的意义汽轮机在变工况条件下工作时，沿通流部分各级的蒸汽流量,喷嘴动叶前后的气温，汽压及湿度将偏离设计值，使零部件的受力情况，轴向推力，效率,出力发生变化。
此外，汽轮机在启停或负荷剧烈变动时，可能在零部件中产生很大的热应力，引起金属材料疲劳损伤，影响机组寿命,这种情况，在大型机组上尤为注意。
为此常常需要对它们进行校核和分析，以保证机组的安全可靠和经济运行。
由于变工况热力计算能获得各级的状态参数,理想比焓降，反动度,效率，出力等较详尽的数据，这就为强度分析，推力计算以及了解效率及出力变化提供了科学的参考依据。
因此，变工况热力核算常成为了解机组运行情况,预测设备系统改进所产生的效果,乃至分析事故原因的重要手段。
ξ1.2、变工况数值计算的方法与特点１.2．1、方法汽轮机整机的热力计算是建立在单级核算的基础上的。
目前,在变工况计算中，根据不同的给定原始条件,单级的详细热力核算可分为顺序计算和倒序计算两种基本方法，此外还有将倒序和顺序结合起来的混合算法。
１．2.2、特点顺序算法以给定的级前状态为起点，由前向后计算;倒序算法则以给定的级后状态为起点,由后向前计算。
混合算法中,每级都包含若干轮先是倒序后是顺序的混合计算,只有当倒序与顺序的计算结果相符合时,级的核算才可以结束，然后逐级向前推进。
三种方法都建立在喷嘴和动叶出口截面连续性方程和单级工作原理的基础上,并且计算时,级流量和几何尺寸是已知的。
与此相对应，单级的数值计算也有顺序，倒序和混合三种算法。
汽轮机在级在偏离设计工况工作时，在许多情况下，常常已知级后的压力以及流量，此时采用以级后状态为起点的倒序算法较为方便。
这种情况常出现在凝汽式和被压式机组的末级或是抽汽机组抽汽点前面的压力级,也可能出现在通流部分被拆除级前面的压力级，由于凝汽器内的压力或是抽汽压力或是被压发生变化，需要对其级前的功率，效率进行校核。
在另外一些情况下，则可能已知级前的状态与级流量，此时应采用以级前状态为起点的顺序算法比较方便,例如通过计算得到或通过实验测得调节级室的压力和温度,因此压力级组前的状态是已知的，在此情况下，对压力级的校核就应采用顺序算法。
汽轮机课程设计说明书
船用汽轮机课程设计说明书摘要 (3)前言 (3)一、汽轮机定型 (4)1. 初终参数的选择 (4)2. 缸数的选择 (4)3. 调节级型式的选择 (5)4. 非调节级型式的选择 (5)5. 低压缸流路的选择 (6)二、机组近似膨胀过程 (7)1. 机组近似膨胀线和各状态点参数 (7)2. 详细计算 (7)三、低压缸热计算 (10)1. 主要尺寸计算 (10)2. 通流部分绘制 (11)3. 分级和焓降分配 (13)4. 详细计算 (14)4.1 第1级 (14)4.2 第2级 (19)4.3 第3级 (23)四、高压缸热计算 (28)1. 调节级热计算 (28)1.1 预先估算 (28)1.2 详细计算 (28)2. 非调节级热计算 (31)2.1 预先计算 (31)2.2 详细计算 (33)五、机组功率和效率 (37)附录1 机组预先计算 (38)附录2 高压缸热计算 (40)附录3 低压缸热计算 (48)附录4 机组功率与效率 (52)另：附图1 机组近似膨胀线附图2 低压缸膨胀过程线本次课程设计针对船用汽轮机，在给定蒸汽初温、初压和排汽压力的情况下，确定了蒸汽在整个机组内膨胀的近似热力过程，计算了高、低压缸内各级的主要尺寸、功率和效率。
最后根据计算结果，画出了蒸汽在高压缸调节级、非调节级和低压缸的h-s图，以及汽轮机低压缸通流部分的剖视图。
前言本组汽轮机功率是40000马力，入口蒸汽过热。
根据老师建议，并经过简单估算，我们采用双缸汽轮机，并在低压缸入口分流，调节级采用双列速度级。
在计算过程中，不考虑抽汽和漏汽，即整个机组内蒸汽流量恒定。
设计过程大致如下：●方案论证：对蒸汽初终参数、汽轮机缸数、调节级型式等进行选择。
●近似膨胀过程：根据蒸汽初终参数和自己选取的高、低压缸内焓降比例，画出机组的近似膨胀线，并算出线上各节点的热力参数，以此确定高压缸调节级、非调节级和低压缸的进出口参数。
●低压缸热计算：1)主要尺寸计算：即确定最末级的尺寸。
汽轮机通流部分热力设计
汽轮机课程设计说明书第一部分：课程设计的任务与要求：一．设计题目：N12-3.5/435汽轮机通流部分热力设计二．已知参数：额定功率：p r＝12MW，额定转速：n e＝3000r/min，设计功率：p e＝9.6MW，新蒸汽压力：p0＝3.5MPa，新蒸汽温度：t0＝435℃，排汽压力：p c＝0.005MPa，给水温度：t fw＝150℃，冷却水温度：t w1＝20℃，给水泵压头：p fp＝6.3MPa，凝结水泵压头:p cp=1.2MPa，射汽抽汽器用汽量：△D ej＝500kg/h，射汽抽汽器中凝结水温升：△t ej＝3℃，轴封漏汽量：△D1＝1000kg/h，第二高压加热器中回收的轴封漏汽量：△D1′＝700kg/h。
回热级数：5三．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、叶片高度、通流面积、叶片数、叶宽、节距、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）编写计算机运行程序；（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）。
第二部分：汽轮机热力计算一、汽轮机进汽量D 0的初步估算和近似热力过程曲线的初步计算1．根据已知的p 0、t 0和p c ，确定蒸汽通过主汽门、配汽机构及排汽管中的压力损失。
进汽机构节流损失：∆==⨯=004%004 3.50.14P P MPa 排汽管中压力损失： 0.040.0050.0002c c P P MPa ∆=⨯⨯= 调节级前的压力为：000 3.50.14 3.36P P P MPa '=-∆=-=末级动叶后压力为：='=+∆=+=0.0050.00020.0052z c c c P P P P MPa 2．选取机组的相对内效率、发电效率和机械效率由于汽轮发电机组的额定功率：p r ＝12MW所以取汽轮机相对内效率ηri ，发电机效率ηg (全负荷)，机械效率ηax. 3．热力过程曲线的初步拟定由p 0＝3.5MPa ，t 0＝435℃确定初始状态点“0”：0h ＝3304.07735 kJ/kg ， 0s = 6.9597 kJ/(kg ⋅K)由==103304.07735h h kJ/kg ，0 3.36P MPa '=从而确定“1”点：1s = 6.9778kJ/(kg ⋅K)， 1t = 434.118℃过“0”点做定熵线与Pc=0.005MPa 的定压线交于“3'”点，查得：0'h = 2122.1146kJ/kg ， 3't = 32.91℃整机理想焓降为：03'3304.077352122.11461181.963mact h h h ∆=-=-=kJ/kg整机有效焓降为：macih ∆＝ri ηmact h ∆＝1181.963⨯0.82 ≈ 969.2095kJ/kg从而确定“3”点的比焓为：3h =0h -mac i h ∆=3304.07735-969.2095=2334.86785kJ/kg又因为余速损失为： ∆=≈∆=⨯≈2222%0.021181.96323.6393/2000mac c t c h h kJ kg所以“4”点的比焓为：∴=-∆=-=4322334.8678523.63932311.2286kJ/kg c h h h再由'=0.0052MPa c P 可以确定“4”点，并查得： 4s =7.56144kJ/(kg ⋅K)然后用直线连接“1”、“4”两点，求出中点“2′”， 2'h =2807.653 kJ/kg ， 2's =7.26962 J/(kg ⋅K) 并在“2′”点沿等压线向下移14kJ/kg 得“2”点， 2h =2793.653 kJ/kg ， 2s =7.237437 J/(kg ⋅K)过“1”、“2”、“3”点作光滑曲线即为汽轮机的近似热力过程曲线。
汽轮机课程设计
汽轮机课程设计1. 设计背景汽轮机是一种利用蒸汽能转换为机械能的热动力设备，广泛应用于发电厂、石油化工企业等各类工业领域。
由于汽轮机的运行原理比较复杂，对于机电工程专业的学生来说，汽轮机的学习和应用都是一个重要的课程。
本文旨在给出一种基于汽轮机学习的课程设计方案，帮助学生更好地理解汽轮机的工作原理和应用，培养学生的实践能力。
2. 设计内容2.1 设计目标•了解汽轮机工作原理和组成结构；•掌握汽轮机调节运行的方法；•能够进行汽轮机数据处理和分析；•能够对汽轮机进行维修和保养。
2.2 设计步骤1.理论学习学生需要先学习汽轮机的工作原理、组成结构、调节运行方法等相关理论知识，这些知识可以通过课堂讲授、教材阅读、网络资源等途径获取。
2.实践练习学生需要通过实践操作来巩固和应用所学的理论知识，具体包括以下几个方面：–数据采集和处理：学生需要使用传感器和数据采集系统对汽轮机进行数据采集，并通过计算机软件进行数据处理和分析。
–检测和维修：学生需要使用专业工具和设备对汽轮机进行检测和维修，包括清洁、换油、更换零部件等。
–模拟实验：学生需要通过模拟实验来模拟汽轮机的运行状态，观察和研究汽轮机的性能指标和工况变化。
3.报告撰写学生需要根据实践操作和理论研究的结果，编写一份详细的课程设计报告，包括以下内容：–设计背景和目标；–理论学习的；–实践操作的过程和方法；–实验结果和数据处理分析；–操作中遇到的问题和解决方案；–对课程设计的和反思，提出改进建议。
3. 设计意义和价值本课程设计方案可以帮助学生更好地理解汽轮机的工作原理和应用，开拓学生的实践能力和创新意识。
同时，本方案设计的实践操作环节可以使学生了解汽轮机在实际应用中的变化和运行状况，掌握对汽轮机的维修和保养方法，提高综合实践能力和操作技能。
通过本方案的学习，学生可以更好地适应工作环境的需求，为未来的职业生涯打下坚实的基础。
4.汽轮机作为一种重要的热动力设备，在各行各业中都有广泛的应用。
25MW汽轮机课程设计说明书
汽轮机课程设计汽轮机参数：容量：25MW蒸汽初参数：压力:3.43Mpa 温度:435℃排汽参数：冷却水温20℃背压：0.005～0.006Mpa (取0.005 Mpa)前轴封漏汽与轴封加热器耗汽量为0.007D○,轴封加热器焓升21KJ/Kg加热器效率ηjr=0.98设计功率:Pr=25MW最大功率P=25*(0.2～0.3)1.近拟热力过程图在焓熵图上选取进口参数P0=3.43MP a,t0=435℃,可得h0=3304kJ/Kg.设进汽机构的节流损失△P0=0.04P0，可得调节级压力=3.3MP a,并确定调节级前蒸汽状态点1（3.3MP a,435℃）过1点作等比熵线向下交P Z线于2点，查得h2t=2128KJ/Kg,整机理想比焓降（△h t mac）’=h0-h2t=3304-2128=1176 KJ/Kg.选取汽轮机的内效率η=0.85，有效比焓降△h i mac=（△h t mac）’*ηri=999.6KJ/Kg,排气比焓和h z=2304kj/kg.在焓熵图上得排汽点Z，用直线连接1，Z，去两点的中点沿等压线下移21-25Kj/Kg，用光滑曲线连接1，3两点，得热力过程曲线的近似曲线见图1，图1选取给水温度T=160℃回热级数:5内效率η=0.85主汽门和调节阀中节流损失△P0=(0.03～0.05)PO排汽管中压力损失△P C=(0.02～0.06)P C回热抽汽管中的压力损失△P E=(0.04～0.08)P E2.汽轮机进汽量D○ηm=0.99 ηg=0.97 m=1.15 △D=0.03D OD0=/ h i macηmηg*m+△D=3.6*20000*1.15/(93*0.99*0.97) +0.03△D=107.19 t/h2.抽汽压力确定采用大气式除氧器压力为0.118 MP A饱和温度为104.3℃3. 回热抽汽流量的计算(1) H1高加给水量 △D e =0.5 △D L1=0.77 △D C =1 Dfw=D 0-△D C +△D L1+△D ej=107.19-1+0.77+0.5=107.46 t/h抽汽量△D e1(h e1-h e1’) ηjr = D fw (h W2-h w1)21'11()107.46(697.4592.04)5.01()0.98(3024730.17)fw w w el jr e e D h h D h h η--∆===--（t/h ）（2）H2高加 抽汽量 21'2'22()107.46*105.2855.07()0.98(2888619.27)fw w w e e e jrD h h D h h η-∆===-- （t/h ）H1疏水流入H2放热 ''1211'22760.17619.275.01*0.2452888619.27e e e ee e e h h D D h h --∆=∆==-- (t/h)考虑前轴封漏汽'211'223098619.270.77*0.842888619.2l e l e l e e h h D D h h --∆=∆==-- (t/h) '221 5.070.2450.84 3.985e e ele l e D D D D ∆=∆-∆-∆=--= (t/h) (3) H d 除氧器''12121()ed ed e e l e cw w fw ed D h D D D h D h D h ∆+∆+∆+∆+=112cw l e ed e fw D D D D D D +∆+∆+∆+∆=2.35(/)ed D t h ∆= 94.8(/)cw D t h =(4)H3低加213'33105.4695.65* 4.54(/)()(2644402.2)*0.98w w e cw e e jr h h D D t h h h η-∆===--(5)H4低加'214'44''3433'44'443105.4695.65* 4.64(/)()(2492300.9)0.98402.2300.94.59*0.22(/)2492300.94.640.22 4.42(/)w w e cw e e jr e e e ee e e e e e e h h D D t h h h h h D D t h h h D D D t h η-∆===----∆=∆==--∆=∆-∆=-=回热系统的校验1234123450e e e d eeD D D D D D ααααα∆+∆+∆+∆+∆++++=5.013.985 2.354.54 4.420.19342107.19++++== 341094.8 4.544.420.8009107.19c w e e l n D D D D D α-∆-∆+∆--===1100.011nii α=-=<∑ 4. 流经各级组蒸汽量及其内功率调节级 0109.19(/)D t h = 0010()6133.653.6i D h h P KW -==第一级组 10107.191106.19(/)l D D D t h =-∆=-=111130983024106.1921793.6 3.6e i h h P D kw --===第二级组211106.195.01101.18(/)e D D D t h =-∆=-= 230242888101.1838223.6i P kw -== 第三级组32297.175(/)e D D D t h =-∆= 32888276497.193347.93.6i P k w-== 第四级组 4397.195 2.3594.85(/)ed D D D t h =-∆=-=42764264494.84831603.6i P kw -== 第五级组 54394.8754.4090.335(/)e D D D t h =-∆=-= 52644349290.3353813.53.6i P kw -== 第六级组 65490.3354.4285.95(/)e D D D t h =-∆=-= 62492230486.534485.883.6i P kw -== 整机内功率606134217938223347316038144485i ij j P P ===++++++∑26941kw =5. 计算汽机装置的热经济性机械损失: (1)22189.1(10.99)269m i m P P kw η=-=-= 汽机轴端功率: 22189.122226671n i m P P P kw =-=-= 发电机功率: 26671*0.9725870e n g P P kw η=== 内功率大于25000KW,合格 汽耗率: 0(.)10001071904.13()2130825870.78kg kw h e D d P === 不抽汽估计汽耗率:'0(.)0010001071903.74()()107.19*999.62700.973.63.6kg kw h z m g D d D h h P η===-⎡⎤⎡⎤--⎢⎥⎢⎥⎣⎦⎣⎦汽轮机装置的热耗率(.)0() 4.13*(3304697.3)10765.67()kg kw h fw q d h h =-=-=绝对电效率 3600360033.44%10765.67el q η===6. 双列速度级的热力计算（1） 速度级的选择选择双列速度级（195-250KJ/Kg ）选择焓降为250kj/kg.故速度级的参数为：0107.19(/)D t h = 0 3.43()P M P a = 0435t =℃250(/)t h kJ kg ∆= 0.25a X = 1. 喷嘴热力计算 (1) 喷嘴理想焓降'(1)250*0.85212.5(/)n t b gb b h h kj kg ∆=∆-Ω-Ω-Ω==(2) 喷嘴进口状态参数0 3.3P MPa = 03304/h k j k g = 00435t C = 3010.53/k g m ρ= (3) 喷嘴出口状态参数由△h n 可以从H-S 图上查得:1 1.4p MPa = 31 6.25/t k g m ρ= 13091/t h kj k g = (4) 喷嘴形状的确定 前后压比: 10 1.40.420.5463..3n cr p p εε===<= 选用渐缩型喷嘴. (5) 喷嘴出口速度理想速度:1651.9(/)t c m s === 速度系数0.97ϕ=实际速度: 110.97*627.69632.36(/)t c c m s ϕ=== 喷嘴出口汽流偏转角1δ 喷嘴出口汽流方向角115o α=111sin()sin αδα+=1.31i n 150.27162568=10.76o δ=(6) 轮周速度u10.25*632.36158.09(/)a u X c m s ===(7) 速度级的平均直径d m6060*158.091.0069()3.14*3000m u d m nπ=== (8) 喷嘴出口面积A n277.51n GA cm ===(9) 喷嘴出口高度l n177.511.6sin 0.6*3.14*100.69*sin15n n om A l cm e d πα=== 选取部分进汽度e=0.6则叶高l n =16mm>15mm(10) 喷嘴损失n h ζ∆22(1)(10.99)*250*0.8512.56(/)n n h h kj kg ζϕ=-=-=2. 第一列动叶热力计算 (1)动叶进口汽流的相对速度(2) 根据C 1,U 1作速度三角形，由余弦定理可得：1w=482.03(/)m s ==1111111sin()608.86sin15.13sin sin463.62oc w αδβ--+==20.87o =(3) 动叶出口汽流相对速度因为0b Ω= 则21482.03(/)t w w m s == 查图, 0.878b ϕ=220.878*482.03423.22(/)b t w w m s ϕ===复速级动叶出口汽流角21(35)o oββ=--取0220.87317.87o o β=-= (4) 动叶绝对速度2c =275.93(/)m s ==112222cos 423.22cos17sin sin 275.93ow c βα--==26.24o =(5) 动叶进口状态参数 喷嘴出口实际状态点参数动叶比焓 113091.512.563104/t n h h h kj kg ζ=+∆=+= 由H-S 图查得动叶进口密度31 6.25/kg m ρ= (5)动叶进口高度 (△r △t 由表1-1查得) '1b n nl l l r t =+∆=+∆+∆15.80.5 1.517.8mm =++= (6)动叶出口面积1071903360022106.27()0.93*482.03*6.25b b b t t G A cm w μρ===(b μ 由图1-11查得)(7)动叶出口高度 12106.2718sin 0.6*3.14*100.6sin17.87b b om A l mm e d πβ=== '1118.5180.5b b l mm -=-=(8)动叶损失22222482.03(1)(10.878)26.6/22000tb w h kj kg ϕϕ∆=-=-= (9)动叶出口汽流状态参数动叶出口比焓 21310426.63130.6(/)b h h h kj kg ϕ=+∆=+=查H-S 图得:出口密度32 6.28/kg m ρ=因为0bΩ=则12p p =3. 导叶热力计算(1) 导叶中汽流的理想比焓降0.05*25012.5(/)gb gb t h h kj kg ∆=Ω∆==(2)导叶出口汽流理想状态参数由导叶进口状态( 第一列动叶出口状态)参数和△h gb 从H-S 图查得导叶出口压力 '11.6p M P a = 导叶出口比焓 '123118/t gb h h h kj kg =-∆=导叶出口密度'31 6.18/kg m ρ=(3)导叶出口汽流理想速度'1318.02(/)t c m s ===导叶出口实际速度''110.918*318.02291.94(/)gb t c c m s ϕ===(gb ϕ由图1-18查取) 导叶出口汽流角'12(510)26.64 5.6421o o o o o αα=--=-=(4)导叶进口高度'18.2220.2gb b b l l l r t mm =+∆=+∆+∆=+=(6) 导叶顶部漏汽量'1()gbt t gb gb t G e d e μπδ∆=+gb m d d ≈ 'g b g bl l ≈0.6*0.6*3.14(1.00690.021)*100.45(/)gbt G kg s -∆=+=(7) 导叶出口面积10719023600''10.45159.00.938*318.02*6.18gbgb gb t G A cmc μρ-===(8) 导叶出口高度'1158.4423sin 0.6*3.14*100.69*sin 21gb gb om A l mm e d πα=== '2320.8 2.8g b g b l l m m -=-=(9) 导叶损失'2221318.02(1)(10.918)7.93/22000t gb c h kj kg ϕ∆=-=-=(10) 导叶出口汽流实际状态参数导叶出口焓 ''1131187.933125.93/t gb h h h kj kg =+∆=+= 由H-S 图查得导叶出口密度 '31 6.26/kg m ρ= 4. 第二列动叶热力计算 (1) 动叶中汽流的理想比焓降''0.1*25025/b b n h h kj kg ∆=Ω∆==(2) 动叶出口汽流理想状态参数'''213125.93253100.93/t b h h h kj kg =-∆=-= 由H-S 图查得动叶出口压力 '21.5p M P a = 动叶出口密度'32 5.56/tkg m ρ= (3) 动叶进口相对速度'1w ==155(/)m s ='''1111'1sin 291.9sin 21sin 42.5155o oc w αβ-===(4) 动叶出口汽流相对速度 相对理想速度:'2272.07/t w m s === 相对实际速度:'''220.928*272.07252.48(/)b t w w m s ϕ===('b ϕ由图1-18查得) 动叶出口汽流相对速度角''21(78)42.514.528o o o o o ββ=--=-=(5) 动叶出口汽流绝对速度'2c ==135.10(/m s = '''11222'2sin 252.48sin 28sin sin 61.3135.10oow c βα--=== (6) 动叶损失'22'222207.07(1)(10.928) 5.13/22000tb w h kj kg ζϕ∆=-=-=(7) 余速损失'22'22135.109.1/22000c c h kj kg ∆===(8) 动叶出口汽流实际状态参数动叶出口实际比焓 '''223100.93 5.13/t b h h h kj kg ζ=+=+ (9) 动叶进口高度'''223225b gb gb l l l t r mm =+∆=+∆+∆=+=(10) 动叶顶部漏汽量''''12()bt b b t t G e d l μπδ∆=+由于'b m d d =,'22b b l l =根部反动度''''' 1.00691(1)1(10.1)0.0791.0070.025b brmb b d d l Ω=--Ω=--=--顶部反动度''''' 1.0070.0251(1)1(10.077)0.121.0070.025b b btr b b d l d l --Ω=--Ω=--=++'0.6*0.6*3.14(1.0070.025)*10bt G -∆=+0.78/k g s =(11) 动叶出口面积''107190'23600''''''2222 1.051800.943*272.07*5.56b bt bb t t b t t G G G A cm w w μρμρ-∆-====('b μ由图1-11查得) (12) 动叶出口高度'2'218029sin 0.6*3.14*100.7sin 28b b om A l mm e d πβ=== '2225.1250.1b b l l mm -=-=5. 轮周功校核1KG 蒸汽所做的轮周功1''''1111112222cos()cos cos cos 158.09632.36cos15.76275.93cos 26.64291.94cos 21135.10cos61.3188.18/u o o o oP u c c c c kj kgαδααα⎡⎤=++++⎣⎦⎡⎤=+++⎣⎦=2''12()u t n b gb b c P h h h h h h ζζζζ=∆-∆+∆+∆+∆+∆250(12.5626.67.93 5.1188.54/k j k g=-++++=2111210.3%1%u uuP P P η-∆==< 计算符合要求 6. 轮周效率'20()t n b gb b c u u th h h h h h h E h ζζζζη∆-∆+∆+∆+∆+∆∆==∆250(12.5626.67.935.139.6)75.27%250-++++== 7. 级内损失的计算 (1) 叶轮摩擦损失'3212()1002f u p k dρρ+∆=32158.09 6.25 6.181.2()1.00729.881002kw +==136003600*29.881.0035/107190ff p h kj kg D ∆∆===(2) 叶高损失'''1122()/7n gb gb b b b b l l l l l l l l =++++++(1620.22317.81825220.72()mm =++++++=2*188.1818.164(/)20.72l u a h h kj kg l ∆=∆==(3) 部分进汽损失 鼓风损失31(1)2c w e a e B e X e ξ=--310.40.55*(10.6)*0.250.0028640.62=--= 0.002864*2500.7161(/)w w u h h kj kg ξ∆=∆==斥汽损失20.016**0.250.6*1.007n s ea n z c X ed ξ==0.0135= 00.0135*250 3.375/s s h E kj kg ξ∆===1.2 3.75 4.95(/)e w s h h h kj kg ∆=∆+∆=+=(4) 导叶及动叶顶部漏汽损失''gbt btt u G G h h G∆+∆∆=10719036000.450.78(118.1815) 4.26(/)kj kg +=-=8. 级的内功率i i P G h =∆*''121071903600()*[250(12.5626.67.93 5.139.6 4.95 3.375 4.269.1)4957.4()t n b gb b c e c f t G h h h h h h h h h h kw ζζζζ=∆-∆-∆-∆-∆-∆-∆-∆-∆-∆=-++++++++=9. 级的内效率0154.361.72%250i i h E η∆===7. 压力级的确定及焓降的分配1. 第一压力级的平均直径1m d ===1.11m2. 凝汽式汽轮机末级直径的估算1660zm d mm===4θ=3. 平均理想焓降的计算 各级组的直径及反动度各级的理想焓降估算**0020,x ,0.037c n P h h P ∆∆=根据和由焓熵图可得22 1.1512.337()87.73/0.431t h kj kg ∆== 23 1.2512.337()99.01/0.441t h kj kg ∆==24 1.3512.337()88/0.441t h kj kg ∆== 25 1.3512.337()128.07/0.456t h kj kg ∆== 26 1.6612.337()135.84/0.50t h kj kg ∆==级的平均理想焓降123456()110.01/6t t t t t t h h h h h h h kj kg∆+∆+∆+∆+∆+∆∆==级数目的确定(1176250)(10.05)(1)/10110.1pt t Z h h α-+=∆+∆=≈比焓降分配辅助表格8.回热系统抽汽压力的重新确定(1) H1高加 给水量Dfw=D 0-△D C +△D L1+△D ej=107.19-0.75+0.58+0.5 =107.52 t/h抽汽量△D e1(h e1-h e1’) ηjr = Dfw(h W2-h w1)21'11()107.52(723622.83)4.7()0.98(3074740)fw w w el jr e e D h h D h h η--∆===--（t/h ）(2) H2高加21'2'22()107.52(622.38531)4.45(/)()0.98(2904649.6)fw w w e e e jrD h h D t h h h η--∆===--''1211'22749649.64.73*0.212904649.6e e e ee e e h h D D h h --∆=∆==--(t/h)'211'223098.1649.40.580*0.632094649.6l e l e l e e h h D D h h --∆=∆==-- (t/h) '221 4.450.210.63 3.61 (t/h)e e ele l e D D D D ∆=∆-∆-∆=--=(3) H d 除氧器''12121()ed ed e e l e cw w fw edD h D D D h D h D h ∆+∆+∆+∆+=112cw l e ed e fwD D D D D D +∆+∆+∆+∆=2(/)ed D t h ∆= 96.6(/)cw D t h = (4) H3低加213'33372256.0996* 5.13(/)()(2608393.78)*0.98w w e cwe e jr h h D D t h h h η--∆===-- (5) H4低加'214'44''3433'44'443256.09171.1796* 3.29(/)()(2470280.8)0.98393.78276.753.29*0.27(/)2500276.753.290.27 3.02(/)w w e cw e e jr e e e ee e e e e e e h h D D t h h h h h D D t h h h D D D t h η--∆===----∆=∆==--∆=∆-∆=-=回热系统的校验1234123450e e ed e e D D D D D D ααααα∆+∆+∆+∆+∆++++=4.73 3.6125.13 3.0216.04107.19++++==3410.8332cw e e l n D D D D D α-∆-∆+∆==110.00240.011nii α=-=<∑ 流经各级组流量及其内功率调节级 0107.19(/)D t h = 0010()58963.6i D h h PKW-==第一级组 10107.190.75106.44(/)l D D D t h =-∆=-=111131463074106.442128.83.6 3.6e i h h P D kw --===第二级组 211106.444.73101.73(/)e D D D t h =-∆=-=230742904101.7148033.6i P k w -==第三级组 32298.11(/)e D D D t h =-∆=32904274898.114251.43.6i P k w -== 第四级组 4398.11296.11(/)ed D D D t h =-∆=-=42748260896.1137383.6i P k w -== 第五级组 54396.115.1390.98(/)e D D D t h =-∆=-=52608250090.982729.43.6i P k w -== 第六级组 65490.983.0287.96(/)e D D D t h =-∆=-=62500230487.964788.93.6i P k w -== 整机内功率6049442847.73065.33241.42766.52224.53126i ij j P P ===++++++∑28334kw =装置热经济性机械损失 (1)28334(10.99)m i mP P k w η∆=-=-=汽机轴端损失 28334283280n i m P P P k w=-∆=-= 发电机功率 28051*0.972720e n g P P k w η=== 汽耗率 0(.)1000107190 3.93()279209kg kw h e D d P === 不抽汽估计汽耗率'0(.)0010001071903.28()()107.19*11762830.973.63.6kg kw h z m g D d D h h P η===-⎡⎤⎡⎤--∆⎢⎥⎢⎥⎣⎦⎣⎦汽机装置热耗率(.)0() 4.26*(3304723)10995()kg kw h fw q d h h =-=-=绝对电效率3600360032.7%10995el q η===9.压力级第九级第十级的详细热力计算演示 1.级内的比焓降分配 (1)焓降t h ∆= 104kj/kg初焓 0h =2500 初压 0p =0.037MP 初速 092.45/c m s = 反动度 0.2m Ω=等熵滞止焓降 2*108.432000tt c h h ∆=∆+=(2) 蒸汽在动叶的理想比焓降：**0.2*108.321.66b m t h h ∆=Ω==2.喷管的热力计算 ⑴ 喷管前后的蒸汽参数根据o p ,o x 2c h ∆以*n h ∆由h-s 图得喷管滞止压力*o p =0.037 滞止比焓*o h ∆=2540.3 滞止密度*0ρ=0.223/kg m 喷管前比焓0h =2500喷管后压力1p =0.017MP 理想密度 1t ρ=0.1253/kg m 理想比焓 1t h =2418 ⑵ 喷管截面积形状的确定 等熵指数 k=1.035+0.1o x =1.129 临界压比 cr ε=k 121k k ⎛⎫ ⎪-⎝⎭⎛⎫⎪+⎝⎭=0.566喷管前后压力比 n ε=0.016/0.035=0.457因为n ε≤0.457，所以汽流在喷管出口为超声速流动但是n ε>0.3~0.4 故喷管应该是渐缩型超音速斜切部分达到超音速。
汽轮机的设计理念说明书
汽轮机的设计理念说明书尊敬的设计师：感谢您参与本次汽轮机的设计工作。
为了确保设计方案的准确性和可行性，特编写此份汽轮机的设计理念说明书，旨在详细介绍设计思路、技术要求以及性能参数等相关内容。
一、设计背景和目标：1. 设计背景：随着工业和能源领域的快速发展，汽轮机作为一种高效而可靠的能源转换设备，被广泛应用于发电、航运、化工等行业。
为满足市场需求，我们力求设计一款功能强大、高效节能的汽轮机。
2. 设计目标：a) 提高整体热效率，降低燃料消耗；b) 提高机械效率，减少机械损失；c) 提高可靠性和运行稳定性。
二、设计原则和思路：1. 设计原则：a) 效率优先：在不影响安全性和可靠性的前提下，以提高汽轮机的整体效率为核心原则；b) 综合平衡：在达到高效率的同时，兼顾成本控制、可维护性和可操作性等因素；c) 创新思维：鼓励创新，引入新技术、新材料和新工艺，不断推动汽轮机技术的进步。
2. 设计思路：a) 优化叶轮结构：通过流体力学分析和优化设计，提高叶轮的气动性能，降低压气机和透平的流体损失；b) 降低排放量：采用低NOx燃烧器、烟气再循环等技术手段，降低废气排放中的氮氧化物和污染物含量；c) 精确热力学计算：借助现代计算工具，进行精确的热力学性能计算，优化汽轮机的热效率，提高综合性能指标。
三、设计要求和技术参数：1. 设计要求：a) 高效节能：整体热效率不低于XX%；b) 可靠性：故障率低于XX，可靠性大于XX%；c) 环保：废气排放符合X标准。
2. 技术参数：a) 转速范围：XXX rpm；b) 出力范围：XXX MW；c) 进气温度范围：XXX ℃；d) 进气湿度范围：XX～XX%。
四、设计方案和特色：1. 设计方案：a) 采用双背压调节控制系统，以保证汽轮机在高负荷和低负荷工况下的运行稳定性；b) 应用先进的可编程自动控制技术，实现汽轮机的高效运行和在线监测；c) 在选材上，优先选择高强度、耐热和抗腐蚀的材料，以延长汽轮机的使用寿命。
汽轮机课程设计说明书
目录一、课程设计的目的和要求 (2)二、设计题目 (2)三、设计工况汽轮机进汽量的确定 (2)1、设计工况的功率 (2)2、设计工况汽轮机进汽量的近似量 (2)四、调节级热力计算 (3)1、调节级部分相关参数的确定 (3)2、喷嘴部分计算 (4)3、第一列动叶部分计算 (5)4、导叶部分计算 (7)5、第二列动叶部分计算 (8)6、各项损失计算 (10)7、调节级焓降及功率 (11)五、压力级热力计算 (12)1、压力级级数的确定 (12)2、压力级的部分相关参数的确定 (12)3、反作用度的选取及喷嘴部分计算 (12)4、动叶部分计算 (13)5、各项损失计算 (14)5、压力级焓降及功率 (15)六、功率校核 (15)七、总结分析 (16)附：数据汇总表 (17)一、课程设计的目的和要求课程设计是一个综合性的学习过程。
目的在于总结和巩固已学得的基础理论，培养查阅资料、进行工程计算、识图和绘图能力，并在实践过程中吸取新的知识。
具体要求是按照给定的设计条件,选取相关参数，进行详细的调节级和压力级的热力计算，确定汽轮机流通部分的尺寸,以求达到较高的汽轮机效率。
二、设计题目机组型号：B50-8。
82/3.43机组型式：多级冲动式背压汽轮机新汽压力：8。
82 Mpa新汽温度：535。
0℃排汽压力：3。
43 Mpa额定功率:25MW转速：3000 rpm三、设计工况汽轮机进汽量的确定1、设计工况的功率汽轮机设计工况的选取，一般按其在电网或热网中承担的负荷的性质决定. 本课设设计汽轮机承担基本负荷,故其设计工况的功率Ne为额定功率，以便在运行过程中获得最高的平均效率.2、设计工况汽轮机进汽量计算1、配汽方式：喷嘴调节2、调节级型式：双列级。
3、参数选取(1)设计功率=额定功率=经济功率=25 MW（2）汽轮机相对内效率ηri=70.00％(3)机械效率ηm=99%（4）发电机效率ηg=97%4、近似热力过程线拟定（1)进汽节流损失ΔP0=0.03×P0=0.2646 Mpa调节级喷嘴前P0’=0。
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课程设计说明书设计题目：N25-3.5/435汽轮机通流部分热力设计学生姓名：xxx学号：012004006xxx专业班级：热能与动力工程xxx班完成日期：2007年12月2日指导教师（签字）：能源与动力工程学院2007年12月已知参数：额定功率：p r ＝25MW ， 设计功率：p e ＝20MW ， 新蒸汽参数：p 0＝3.5MP ，t 0＝435℃， 排汽压力：p c ＝0.005MPa ， 给水温度：t fw ＝160～170℃， 冷却水温度：t w1＝20℃， 给水泵压头：p fp ＝6.3MPa ， 凝结水泵压头:p cp =1.2MPa, 额定转速： n e ＝3000r/min ， 射汽抽汽器用汽量： △D ej ＝500kg/h ， 射汽抽汽器中凝结水温升: △t ej ＝3℃， 轴封漏汽量： △D 1＝1000kg/h ， 第二高压加热器中回收的轴封漏汽量： △D 1′＝700kg/h 。
详细设计过程：一、气轮机进气量D 0热力过程曲线的初步计算1．由p 0＝3.5MP ，t 0＝435℃确定初始状态点“0”，0h ＝3304kJ/kg ，0v =0.090 m 3/kg估计进汽机构压力损失⊿p 0＝4％p 0＝4％×3.5MPa ＝0.14MPa ,排汽管中压力损失c p ∆=0.04c p =0.0002M P a '0.0052z c c c p p p p M Pa ==+∆=p 0′＝p 0－⊿p 0＝3.5MPa －0.14MPa ＝3.36MPa ，从而确定“1”点。
过“0”点做定熵线与Pc=0.0050MPa 的定压线交于“3’”点，在h-s 图上查得，3'h =2122kJ/kg,整机理想焓降为：m acth ∆=0h -3'h =1182kJ/kg2．估计 汽轮机相对内效率ηri ＝0.830 ，发电机效率ηg ＝0.970 (全负荷)，机械效率ηax ＝0.99得m acih ∆＝ηri m ac t h ∆＝981.06kJ/kg ,从而确定“3”点。
排汽比焓为，3h =0h -m acih ∆=2331.2kJ/kg3．用直线连接“1”、“3”两点，求出中点“2′”，并在“2′”点沿等压线向下移25kJ/kg得“2”点，过“1”、“2”、“3”点作光滑曲线即为汽轮机的近似热力过程曲线。
二、整机进汽量估计 0D ri g axD ηηη+∆∆e mact 3600p m ＝h （kg/h ）取m ＝1.20，⊿D ＝4％D 0，ηm ＝0.99，ηg ＝0.97, ηri ＝0.83003600 1.15D D t ⨯20⨯1006.335⨯0.97⨯0.987⨯0.97 ⇒＝＝88.599/h三、调节级详细计算1．调节级型式：复速级理想焓降：⊿h t ＝250kJ/kg平均直径： d m ＝1150mm反动度: Ωm ＝Ωb +Ωg +Ωb ′＝16％,Ωb ＝11％，Ωg ＝2％，Ωb ′＝3％2. 喷嘴理想比焓降⊿h n ＝（1-Ωm ）⊿h t ＝（1－15％）⨯270＝210kJ/kg ， 取喷嘴的速度系数φ=0.97则喷嘴损失n h ξ＝(1-φ2) ⊿h n =(1-0.972)×210＝12.411 (kJ/kg) h 1＝h 0-⊿h n +n h ξ=3107(kJ/kg)查得喷嘴后压力p 1＝1.6MPa 。
v=0.17 m 3/kg因为εn ＝p 1/p 0*＝1.6/3.5＝0.476＜εcr =0.545,故选择TC-2Б型线，出汽角为15° 3．喷嘴出口汽流速度144.7244.72210648.0544t n c h =∆==（m/s ）c 1＝φc 1t ＝0.97⨯648.0544＝628.6（m/s ）4．查得喷嘴流量系数n μ＝0.97G ＝D 0×103/3600＝88.599×103/3600＝24.61 (kg/s )因为0.4≤εn ＜εcr ,所以汽流在斜切部分发生膨胀，产生偏转: m i n 024.61()64.23.360.06480.06480.096n G A Pv ===（cm 2）1111.3111111111.311.3 1.3n n212 1.31()()111.311.31sin()sin(15)sin sin 1510.47610.476k k k kk k k a α------+++++δ=︒+δ==︒ε-ε-=0.261解得δ1＝0.171°5．喷嘴出口高度l n 和部分进汽度e ，minn 1()64.2100l 0.00687sin 3.141150sin 15n m A e m d a π*⨯===⨯⨯︒取l n ＝14mm ，e ＝0.49076. 动叶进口汽流角和相对速度 u ＝3000×1.15×π/60=180.64(m/s) , 111111111sin()628.6sin(150.171)tantan21.13cos()628.6cos(150.171)180.64c c uαδβαδ--+︒+===︒+-︒+-11111sin()628.6sin(150.171)456.79sin sin 21.13c a w δβ++===。
(m/s)⊿h w1=ω12/2000=456.7462/2000=104.3269 （kJ/kg ） 7. 第一列动叶理想比焓降⊿h b ＝Ωb ⊿h t ＝0.11×250＝27.5kJ/kg 滞止理想焓降⊿h b *=⊿h b +⊿h w1=27.5+104.3084=131.8269kJ/kg 8. 动叶出口汽流相对速度*244.7244.72131.8269513.46t b w h =∆=⨯= （m/s ） w 2＝ψω2t ＝0. 92×513.42＝472.38 （m/s ）9. 动叶损失⊿h bξ＝（1-ψ2）⊿h b *＝（1-0.922）×131.8＝20.25kJ/kg,查得P 2＝1.45MPa ，V 2＝0.18m 3/kg10. 动叶出口面积A b ＝GV 2×104/ω2＝93.7762 （cm 2） 11. 动叶出口高度l b 和汽流出口角β2查表得⊿t ＝1.5mm ，⊿r ＝0.5mm ，⊿＝⊿t +⊿r ＝2mm ， l b i ＝l n ＋⊿＝14＋2＝16mm ，l b ＝l b i ＝16mm ，12sin b m bA e d l βπ-=︒＝19.312. 动叶出口汽流速度c 2和出汽角2α 122222w sin tan 30.49w cos uβαβ-==︒-2222sin c sin w βα=＝307.7 （m/s ）13. 导叶的理想比焓降⊿h g ＝Ωg ⊿h t ＝0.02×270＝5 （kJ/kg ） 2*2h 52.342000g g t c h ∆=Ω∆+= （kJ/kg ）14. 导叶出口理想速度*144.7244.7252.76323.53t g c h '=∆== （m/s ）实际速度c 1＇＝ψg c 1t ＇＝0.907×323.53＝293.45 （m/s ） 15. 导叶内损失 ⊿h gξ＝(1-ψg 2)⊿h g *=(1-0.9072)×52.34＝9.283 (kJ/kg) 查得p 1＇=1.42MPa, v 1＇=0.183m 3/kg 16. 导叶出口截面积A g ＝G v 1＇×104/ c 1＇＝153.47cm 2 导叶进口高度l g i＝l b +⊿＝16+2＝18mm 17. 导叶出汽角 11sing m gA e d l απ-'=︒＝28.7618. 第二列动叶进口相对速度ω1＇和方向 111111sin tan 61.52cos c c uαβα-'''==︒''-1111sin 160.63sin c w αβ'''=='(m/s)19. 第二列动叶理想比焓降 ⊿h b ＇＝Ωb ＇⊿h t ＝0.02×250＝7.5kJ/kg滞止理想焓降 ⊿h b ＇*=⊿h b ＇+w 1＇2/2000=20.402kJ/kg 20. 动叶出口理想速度 *244.72201.99t b h ω'=∆'= （m/s ） ω2＇＝ψ＇ω2t ＇＝0.926×201.99＝187.04 （m/s ）21. 第二列动叶损失 ⊿h bξ＇＝（1-ψ＇2）⊿h b ＇*＝（1-0.9262）×20.402＝2.908kJ/kg,查得 P 2＇＝1.38MPa ，V 2＇＝0.188m 3/kg 22．第二列动叶出口截面积A b ＇＝GV 2＇×104/ω2＇＝247.36 （cm 2） 动叶进口高度l b i＇＝l g ＋⊿＝l g ＇＝20mm动叶出口高度l b ＇＝l b i ＇＝20mm 23．动叶出口汽流角12sinb m b A e d l βπ-''=︒'＝44.2724．动叶出口汽流绝对速度方向122222w sin tan109.68w cos uβαβ-'''==︒''-2222sin c 138.66sin w βα'''='＝ （m/s ）25．余速损失 222h 9.612000c c '∆== （kJ/kg ）26．轮周有效焓降 ⊿h u ＇＝⊿h t －⊿h nξ－⊿h bξ－⊿h gξ－⊿h bξ＇－⊿h c2＇ ＝250-12.411-20.25-9.283-2.908-9.61＝195.538 （kJ/kg ）27. 轮周效率及校核0.7821u u th h η''==11221122[(cos cos )(cos cos )]1000u t u c a c a c a c a h η++''+''''=⨯180.64[(628.61cos15307.7cos 30.49)(293.45cos 28.76138.66cos109.68)]25010000.7824⨯︒+︒+︒+︒=⨯=0.78240.7821100%100%0.05%1%0.7821u uu uηηηη''-'-∆=⨯=⨯=<' ,合格 28．叶高损失l ＝（l n +l b +l g +l b ＇）/4=(14+16+18+20)/4=17mm, 2195.5382317l u a h h l ∆=∆'=⨯= (kJ/kg) 29. 轮周有效比焓降 ⊿h u ＝⊿h u ＇－⊿h l ＝195.538-23＝172.538kJ/kg 轮周功率 Pu ＝G ⊿h u ＝24.61×172.538＝4246.16kw 30. 部分进汽损失与叶轮摩擦损失2321.07()1002 1.88b f u d h G V ∆=⨯=（kJ/kg ）2[(1)]7.04(kJ/kg)t am e e a e bh x z h k x e k ed ∆∆=-+'=31. 级有效比焓降 ⊿h i ＝⊿h u －⊿h f －⊿h e ＝163.618kJ/kg内功率 P i ＝G ⊿h i ＝24.61×163.618＝4026.64kw 32. 级效率 ηi ＝⊿h i /⊿h t ＝63.618/250＝0.654四、调节级叶栅几何参数选择 1. 喷嘴：叶型：TC-2Б，b n ＝49.56mm ，n t ＝0.70～0.75，取n t ＝0.7，B n ＝30.2mm 。