25mw凝汽式汽轮机组热力设计[行业材料].doc

毕业设计说明书25MW凝汽式汽轮机组热力设计中北大学（朔州校区）陈淑婧1227024207学生姓名： 学号： 学 院： 热能与动力工程专 业： 张志香指导教师： 2016年6月樱桃绿30MW凝汽式汽轮机组热力设计摘 要本课题针对30MW凝汽式汽轮机组进行热力设计，在额定功率下确定汽轮机型式及参数，使其运行时具有较高的经济性，并考虑汽轮机的结构、系统、布置等方面的因素，以达到“节能降耗，保护环境”的目的。本文首先对汽轮机进行了选型，对汽轮机总进汽量进行了计算、通流部分的选型、压力级比焓降分配及级数的确定、汽轮机级的热力计算、漏气量的计算与整机校核等。根据通流部分选型，确定排汽口数与末级叶片、配汽方式和调节级的选型，并进行各级比焓降分配与级数的确定；对各级进行热力计算，求出各级通流部分的几何尺寸，相对内效率，实际热力过程曲线。根据热力计算结果，修正各回热抽汽点压力达到符合实际热力过程曲线的要求，并修正回热系统的热力平衡计算，分析并确定汽轮机热力设计的基本参数。关键词：汽轮机，凝汽式，热力系统，热力计算Thermodynamic design of 30MW condensing steam turbineAbstract This topic for 30MW steam turbine unit for thermal design, seek appropriate turbine at rated power, to make it run with higher economic and to considered to steam turbine structure, system and arrangement and parts. So it can achieve "energy saving, environmental protection" purpose.Determination of machine, firstly, the steam turbine for the selection of the turbine total inlet were calculated through flow part of the selection pressure enthalpy drop distribution and series, steam turbine thermodynamic calculation, the leakage amount of calculation and check. According to the through flow part of selection to determine the exhaust port number and the last stage blades of steam distribution mode and regulation level selection, and for different levels of specific enthalpy drop distribution and the series of levels with a thermodynamic calculation for at all levels through flow part of the geometry and relative internal efficiency, the actual thermodynamic process curve. According to the thermodynamic calculation results, correction of regenerative extraction steam pressure to conform to the actual thermodynamic process curve, and repair Thermodynamic equilibrium calculation, analysis and determination of the basic parameters of the thermal design of the turbine. keywords: steam turbine, condensing type, thermodynamic system, thermodynamic calculation樱桃绿目 录1 绪论12 汽轮机基本参数确定22.1原始数据22.2 汽轮机的基本参数确定23 汽轮机总进汽量的初步估算53.1 回热抽汽压力确定53.2 热经济性初步计算64 通流部分的选型154.1 排汽口数与末级叶片154.2 配汽方式和调节级的选型154.3 压力级设计特点185 压力级比焓降分配及级数的确定205.1 蒸汽通道的合理形状205.2 各级平均直径的确定205.3 级数的确定与比焓降的分配226 汽轮机级的热力计算256.1 叶型及其选择256.2 级的热力计算276.3级的详细计算347 汽轮机漏汽量的计算与整机校核377.1 阀杆漏汽量的计算377.2 轴封漏汽量的计算377.3 汽封直径的确定387.4 整机校核398 结论40致谢41参考文献42樱桃绿1 绪论 蒸汽轮机从1883年第一台实用性机组问世至今，已有100多年的历史1。汽轮机的发展经由单级冲动式汽轮机到多级冲动式汽轮机再到多级反动式汽轮机，汽轮机随着时代和科技的进步而进步。19世纪以来，在不断提高安全可靠性、耐用性和保证运行方便的基础上，汽轮机是通过增大单机功率和提高装置的热经济性来发展的，汽轮机的出现推动了电力工业的发展；20世纪初，电站汽轮机单机功率已达10MW；随着电力应用的日益广泛，美国纽约等大城市的电站尖峰负荷在20年代已接近1000MW，如果单机功率只有10MW，则需要装机近百台，因此20年代时单机功率就已增大到60MW，30年代初又出现了165MW和208MW的汽轮机；但是之后的经济衰退、第二次世界大战的爆发，使得汽轮机单机功率的增大处于停顿状态；50年代，随着战后经济的快速发展，电力需求突飞猛进，单机功率又开始不断增大，陆续出现了325600MW的大型汽轮机；60年代制成了1000MW汽轮机；70年代，制成了1300MW汽轮机。但是机组过大又带来可靠性、可用率的降低，因而到90年代初，火力发电单机容量稳定在300700MW。21世纪，为提高发电效率，我国对电厂机组实行“上大压小”政策。高参数大容量凝汽式机组成为火力发展不可抗拒的发展趋势。现在许多国家常用的单机功率为300600MW。近几年来，国家大力提倡节能减排2。这就需要在额定功率下寻求合适汽轮机，使运行时具有较高的经济性，在不同工况下工作时均有比较高的可靠性，满足经济性和可靠性要求的同时需要考虑到汽轮机的结构、系统、布置、成本、安装和维修以及零件等方面的因素，在确保汽轮机热力设计在适用性、可靠性和经济性的前提下，能达到“节能降耗，保护环境”的目的。而且汽轮机在计算机方面应用的广度与深度一直在更进一步的发展。已经大大减小了手工计算的负担，但我们目前仍与其他国家存在着一定的差距，遇与挑战，这就需要我们大胆创新，不断提高汽轮机在国际上的竞争力，加大研究高参数、高效率、高可靠性和自动化的汽轮机产品的力度，不断推动我国汽轮机的发展与进步。2 汽轮机基本参数确定2.1原始数据机型：25 MW凝汽式；蒸汽初参数：p0=3.43MPa，t0=435；凝汽器出口压力：pc=1.9kPa；给水温度：tfw=160；经济功率：Pc=12000kW；汽轮机转速：3000r/min；汽轮机内效率：0.8。2.2 汽轮机的基本参数确定（1）汽轮机功率汽轮机额定功率也称铭牌功率，由国产发电用汽轮机功率系列（见表2.1）可知，本课题25MW汽轮机属于中压汽轮机。表2.1 国产发电用汽轮机功率系列汽轮机型式低压汽轮机中压汽轮机高压汽轮机超高压汽轮机亚临界汽轮机超临界汽轮机额定功率（MW）0.75 1.5 36 12 2550 100125 200300 600600 汽轮机设计时所依据的功率称为设计功率，又称为经济功率，其大小由机组本身额定功率大小级运行时所承担负荷的变化而定。表2.2给出了国产汽轮机选用的设计功率与额定功率之比。表2.2国产汽轮机不同额定功率的设计功率额定功率6122550100设计功率与额定功率之比758090100 为了确保汽轮机在初参数下降或背压升高时仍能发出额定功率，在设计调节阀与喷嘴进汽能力及结构强度时，需要考虑适当的余量。因此，在正常的参数级提高初参数或降低背压时，汽轮机发出的功率可能大于额定值，此功率为最大功率。（2）进汽参数 新蒸汽参数 汽轮机的新蒸汽参数是指主气门的蒸汽压力与温度，通常又称为初压、初温。我国对电站汽轮机采用按功率划分新蒸汽参数等级的产品系列，见表2.3。表2.3国产汽轮机新蒸汽参数额定功率（MW）0.75，1.5，36，12，2550，100125，200300，600新蒸汽压力（MPa）1.273.438.8212.713.2316.116.66新蒸汽温度（）340435535535550535550排汽压力 凝汽式汽轮机的排汽压力要综合考虑汽轮机运行地点的气候条件，供水方式，末级叶片等因素。我国凝汽式汽轮机常用的排汽压力见表2.4。表2.4 我国凝汽式汽轮机常用的排汽压力冷却水温101520252730排汽压力（MPa）0.0030.0040.0040.0050.0050.0060.0060.0070.0070.0080.0080.01汽轮机的转速 汽轮机转速由电网频率决定，我国电网频率为50HZ，故我国生产的汽轮机转速采用3000r/min。调节抽汽式汽轮机的抽汽压力2 调节抽汽式汽轮机除了能满足供电外，还能满足供热需要。调节抽汽式汽轮机的抽汽往往由热用户的需要决定。其抽汽压力一般综合用户要求和产品系列规范决定，表2.5 为国产调节抽汽式汽轮机常用抽汽压力。表2.5 国产调节抽汽式汽轮机常用抽汽压力3额定抽汽压力（MPa）0.120.501.001.30调整范围0.070.250.400.700.801.301.001.60给水温度与回热级数 通常给水温度选为初蒸汽压力下饱和温度的65%75%较为经济，由文档3可知回热级数选4段，采用“两高、一低、一除氧”的形式。表2.6为不同回热级数和给水温度。表2.6 不同回热级数和给水温度4新汽压力MPa2.353.438.8212.7413.2316.1716.6623.5新汽温度390435535535/535535/535565/565回热级数133567787889给水温度1051501501702102302202502452702703003 汽轮机总进汽量的初步估算一般凝汽式汽轮机的总蒸汽量可由下式估算： （t/h） （式3.1）式中：m为考虑回热抽汽引起进汽量增加的系数，它与回热级数、给水温度、汽轮机容量及参数有关，对中压机组m=1.081.15，高压机组m=1.181.15，背压式汽轮机m=1； D为考虑阀杆漏汽和前轴封漏汽，并保证在初参数下降或背压升高时仍能发出设计功率的蒸汽裕量，通常取D/D0 =3%5%； Pel为汽轮机发电机组出线端的电功率，kW； Ht为汽轮机的理想比焓降，kJ/kg； ri为汽轮机的相对内效率； m为汽轮机的机械效率； g为发电机的效率； D0为汽轮机的进汽量，kg/h。 回热系统的热平衡初步计算在汽轮机进汽量估算及汽轮机近似热力过程曲线拟定以后进行。3.1 回热抽汽压力确定（1）除氧器的工作压力给水温度和回热级数确定之后，根据机组的初参数和容量确定除氧器的工作压力。大气式除氧器的工作压力一般选择略高于大气压力即0.118MPa，高压除氧器的工作压力一般为0.3430.588MPa，我国定压运行的高压除氧器压力为 0.588MPa。 （2）抽汽管中压力损失在进行热力计算时，要求不超过抽汽压力的10%，取=（0.040.08），级间抽汽时取较大值，高中压排汽时取较小值3。（3）表面式加热器出口传热端差一般无蒸汽冷却段的加热器取=35，有蒸汽冷却段的加热器取=12。（4）回热抽汽压力的确定 在确定了给水温度，回热抽汽级数，上端差和抽汽管道压损等参数后，根据除氧器的工作压力，确定除氧器前的低压加热器数和除氧器后的高压加热器数，同时确定各级加热器的比焓升或温升，这样就确定了各级加热器的给水出口水温。 （5）回热系统的热平衡初步估算 汽轮机回热系统热平衡计算的目的是确定汽轮机在设计工况下的汽耗量、各级回热抽汽量、汽轮机各级组蒸汽流量及汽轮机装置的热经济性。3.2 热经济性初步计算对25MW凝汽式汽轮机的回热系统进行热平衡估算。额定功率为=25MW，因=80%=80%MW=20MW，新蒸汽压力=3.43MPa，凝结水泵压头=1.18Mpa，射汽抽气耗汽量=0.5 t/h，抽汽冷却器内蒸汽比焓降=2302.7kJ/kg。（1）近似热力过程曲线的拟定在h-s图上根据新蒸汽压力3.43MPa和新蒸汽温度=435确定汽轮机进汽状态点0（主汽阀前），并查出比焓h0=3304.2kJ/kg，设进汽机构的节流损失=0.04，得调节级前压力，汽轮机级的理想比焓降等于1176.9kJ/kg，汽轮机内效率为80%，有效比焓降为1000.365kJ/kg，排汽比焓降为 2303.835 kJ/kg，=2127.3kJ/kg。=2127.3kJ/kg=2303.835kJ/kg0.0047MPa 1000.365kJ/kg=3304.2kJ/kg4353.3MPa 1215kJ/kg3.43MPa1176.9kJ/kg图3.1 非再热凝汽式汽轮机近似热力过程曲线（2）估算汽轮机的进汽量考虑回热抽汽引起进汽量增加的系数，它与回热级数、给水温度、汽轮机容量及参数有关，对中压机组m=1.081.15，高压机组m=1.181.15，背压式汽轮机m=1取得m=1.12；取虑阀杆漏汽和前轴封漏汽，并保证在初参数下降或背压升高时仍能发出设计功率的蒸汽裕量，通常取D/D0 =3%5%，在这里取3%，D=0.03D0 ；另外取=99.0%，=97.5%，带入式3.1可得=86（t/h）。蒸汽量包括前轴封漏气量=1.000t/h，待汽轮机通流部分有关尺寸确定后计算。（3）抽汽压力确定本课题汽轮机采用大气式除氧器，除氧器压力为0.118MPa，对应的饱和水温度 =104.25。考虑到调节抽汽随负荷变化的特点，为了维持所有工况下除氧器定压运行，供给除氧器的回热抽汽压力一般比除氧器工作压力高0.20.3MPa5。本机采用70%负荷以下时除氧器与高压加热器供汽源的运行方式，故除氧器的回热抽汽压力仅比除氧器工作压力高出0.024MPa。根据给水温度=160，可得高压加热器给水出口温度=160，且除氧器出口水温=104.25，根据等温升（等比焓升）分配原则得高压加热器给水温，取为132.125；凝汽器压力对应下的饱和水温为16.7，同理的低压加热器的出口给水温度，见表3.1。表3.1 25MW凝汽式汽轮机加热器汽水参数加加热器号抽汽压力(MPa)抽汽比焓(kJ/kg)抽汽管压损(%)加热器工作压力(MPa)饱和水温度()饱和水比焓(kJ/kg)出口端差()给水出口温度()给水出口比焓(kJ/kg)H10.7622996.780.701165697.25160675.5H20.3612832.480.333137.125576.845132.125555.46Hd0.1422703.4170.118104.25437.30104.25437.3H30.0252629.680.02363.475265.73360.475253.169由各加热器的出口水温和出口端差得加热器疏水温度。查得对应的饱和压力（加热器的工作压力）。考虑抽气管压损后，确定各级回热抽气压力。然后在拟定的近似热力过程曲线上求出各级回热抽汽比焓值，如图3.2。图3.2 汽轮机组的蒸汽热力膨胀过程线（4）各级加热器回热抽汽量计算高压加热器=1.000t/h，=0.77t/h，=0.5t/h。则给水量为 （式3.2）式中：为高压端轴封漏汽量，t/h；为漏入高压加热器的轴封漏汽量，t/h；为射汽抽气器耗汽量，t/h。 由表3.1得给水出口比焓=675.5kJ/kg，抽汽比焓=2996.7kJ/kg，饱和水比焓=697.2kJ/kg，加热器进口水比焓=555.46kJ/kg，一般加热效率=0.98，因此该级回热抽汽量为 （式3.3） 除氧器除氧器为混合式加热器，它的热平衡图如图3.3（a）。由表3.1可得=2703.4kJ/kg，=437.3kJ/kg。列除氧器的热平衡方程式： （式3.4）质量方程式： （式3.5）整理后得： （1） （2） 由（1）和（2）联立解得：除氧器抽汽量为1.504t/h，凝结水量为76.018t/h。 低压加热器其热平衡见图3.3（b），查表3.1、3.2可得=266.1kJ/kg，=378.4kJ/kg，=2629.6kJ/kg，=390.2kJ/kg回热抽汽量为：（t/h）（式3.6） 图3.3（a）加热器热平衡图 （b）除氧器器热平衡图（5）流经汽轮机各级组的蒸汽流量和内功率计算调节级（双列）：查表3.1、3.3可得：=86t/h，=3304.2kJ/kg，=3098.1kJ/kg， （式3.7）第一级组：已知=1.000t/h，=2996.7kJ/kg，（t/h） （式3.8）其它级计算方法与第一级组相同。整机内功率：（kW）（6）汽轮机的热经济性计算机械损失： （式3.9）汽轮机轴端功率： （式3.10）发电机功率： （式3.11）由此可见，符合设计工况=20000kW的要求，说明原估计的蒸汽量正确。若功率达不到设计要求，则需修正蒸汽量并重新进行计算，直到达到为止。汽耗量： （式3.12）不抽汽时（回热抽汽停用）估计汽耗量：汽轮机的汽耗率： 汽轮机的绝对电效率：表3.2 各级加热器回热抽气量的计算数据单位给水量t/h86.27凝结水量t/h76.018实际抽气量t/h5.1942.7841.504计算抽气量t/h3.957上级加热器疏水相当量t/h0.313上级加热器漏气相当量t/h0.86表3.3 流经汽轮机各级组的蒸汽流量及其内功率计算数据调节级第一级组第二级组第三级组第四级组第五级组第六级组整机内功率蒸汽流量Dt/h868579.80677.02275.51871.62867.60121550内功率kW49923.5239436422760154829213361表3.4 25MW凝汽式汽轮机热平衡计算数据汽轮机初压MPa3.43射汽抽气器汽耗量Dcjt/h0.5汽轮机初温435射汽抽气式比焓量hcjkJ/kg2302.7汽轮机初比焓kJ/kg3304.2汽轮机总进汽量t/h86工作转速Nr/min3000前轴封漏汽量t/h1冷却水温15流入蒸汽器蒸汽量t/h67.601汽轮机背压MPa0.0049/0.0047凝汽器出口水温31.80抽气冷却器出口水温34.80给水泵压头MPa6.27凝结水泵压头MPa1.18表3.5 热平衡计算数据加热器加热抽汽抽汽压力MPa0.7450.3610.142抽汽比焓kJ/kg2996.72832.42703.4加热器压力MPa0.7010.3330.118凝结给水下饱和水温164.17132.42104.25下饱和水比焓kJ/kg693.6556.6437.01kg蒸汽的放热量kJ/kg2303.12275.82266.4被加热的凝结水量t/h86.27086.27076.018加热器进口水温132.125104.2560.475加热器进口水比焓kJ/kg555.46437.3253.169加热器出口端差550出口水温160132.125104.25出口水比焓kJ/kg675.5555.46437.3给水比焓量kJ/kg135.9102.358.6抽汽量计算抽汽量t/h5.1943.9571.967实际抽汽量t/h5.1942.7841.504表3.6 汽机装置的热力特性数据排汽比焓kJ/kg2297.9发电效率%97.5等比熵排汽比焓kJ/kg2127.3给水温度160汽轮机内效率%80给水比焓kJ/kg675.5 回热系统热平衡初步计算所得的抽汽压力与压力级比焓降分配后所确定的各级压力往往不能完全吻合，必须进行调整，通常需反复几次。表格中所有数据为已经过调整后确定的热平衡计算数据。 通过回热系统热平衡计算可得机组的热经济性，当机组的效率、级数、抽汽点位置和回热系统布置有变化时，系统的热平衡及机组的热经济性发生相应变化，必须重新计算。4 通流部分的选型4.1 排汽口数与末级叶片凝汽式汽轮机的汽缸数目与排汽口数都根据功率和单排汽口凝汽式汽轮机的极限功率共同确定的。当汽轮机的功率大于单排汽口凝汽式汽轮机的工作极限时，采用多缸和多排汽口。 若转速和初始参数一定，则排汽口数主要取决于末级通道的排汽面积。末级通道的排汽面积需要对末级长叶片特性、材料、强度、汽轮机背压、末级余速损失大小及制造成本等因素进行综合比较后才能确定，通常可按下式估算排汽面积。 （式4.1）式中：为机组电功率，kW；为汽轮机排汽压力，kPa。汽缸数增加，轴承数也增加，机组的总长度会增长，远离推力轴承的汽缸，转子和静子的热膨胀差值也相应增大，这既增加了机组的造价又不利于机组的安全经济运行。为了减少汽缸数，采用高、中压部分汽缸和较先进的低压长叶片两方法6。根据总体设计决定排汽口数时要尽量在已有的叶片系列中选择与排汽面积相近的末级叶片或一组叶片，并续进行蒸汽弯曲应力的校核。新设计的末级叶片一般应使径高比，轴向排汽速度300m/s。4.2 配汽方式和调节级的选型电站用汽轮机的配汽方式又称调节方式，同机组运行要求密切相关。常有喷嘴配汽、节流配汽、变压配汽和旁通配汽四种。喷嘴配汽是绝大多数国产汽轮机所采用的配汽方式。采用喷嘴配汽汽轮机，其蒸汽流量的改变主要是有改变第一级喷嘴的工作面积实现的，所以该机的第一级又称调节级。调节级各喷嘴组的通道面积及通过其内的蒸汽流量是不一定相同的。调节级的形式与参数的选择在热力设计中相当重要，与机组容量大小、运行方式等因素有关。（1）调节级选型 现常用的调节级有单列级与双列级两种。主要依据设计工况下调节理想的比焓降的大小来决定其形式。两种调节级的主要特点是7： 双列级一般能承担较大的理想比焓降，约为160500kJ/kg；单列级能承担的理想焓降比较小，为70125kJ/kg。 双列级的效率和整机效率都比较低，在变工况时其级效率变化比单列级小；单列级在设计工况下效率较高，在变工况时级效率变化较大。 采用单列级的汽轮机级数多，费用高。采用双列级的汽轮机级数少，结构紧凑，且由于其调节级低的蒸汽压力与温度下降较多，故除调节级、喷嘴等部件用较好的材料外，汽缸与转子的材料等级可适当降低，从而可降低机组造价，提高机组运行的可靠性。 因此，在电网中承担尖峰负荷时，对参数不高的中小型汽轮机宜采用双列级。如国产100MW以下的汽轮机绝大多数采用双列级，对于在电网中承担基本负荷的高参数、大容量汽轮机，则最好采用单列级。（2）理想比焓降的选择理想比焓降目前国产汽轮机调节级理想比焓降选取范围已经叙述过了，单列级在75125kJ/kg，双列级在160500kJ/kg，功率较大者选取较小值。 选择设计工况下调节级理想比焓降时，还要考虑工况变动后的一些因素8。如为了保证一定的给水温度，调节级后压力到第一级回热抽汽压力之间的比焓降需要在保证压力级的平均直径平滑变化时的条件下，分为整数级。当第一级抽汽位于调节级后时，调节级后压力需要根据给水温度进行选取。 选择调节级速比 选取适当的速度比是为了保证调节级的级效率，级效率与选择的调节级形式有关。通常单列调节级速比选择范围=0.350.44，双列级速比选择的范围在=0.220.28。低的反动度和小的部分进汽度对应较低的速度比9。 选择调节级反动度为了提高调节级的级效率，所以一般调节级都带有一定的反动度。由于调节级为部分进汽级，故为了减少漏汽损失其反动度不宜选的过大。双列调节级各列叶栅反动度之和，一般在13%20%之间，当压力比<0.4时，可在0.140.25之间选取。反动度的分配以各列叶栅通道光滑变化为原则，大小由调节级各列叶栅的出口面积予以保证10。表4.1为双列级各列叶栅的面积比，经过了实验证明的具有较高级效率。表4.1 双列级各列叶栅的面积比理想比焓降压力比第一列动叶出口面积比导叶出口面积比第二列动叶出口面积比（kJ/kg）Ab/AnAg/AnAB/An<20<0.551.501.552.352.503.403.802102990.350.551.531.592.402.603.453.80（3）选择调节级几何参数 选择调节级平均直径 选择调节级的平均直径时通常要考虑制造工艺。一般范围选取为中低压汽轮机取dm=10001200mm，高压汽轮机取dm=9001100mm；单列级选取较大理想比焓降是可取上线值；故选dm=1100mm。调节级的叶形及几何特性 调节级的叶型，特别是双列调节级的叶型，通常成组配套使用。苏字叶型是国产汽轮机调节级最常用的叶型组合。表4.2为常用的苏字双列调节级叶型的基本数据。表4.2 苏字双列调节级叶型项目型线出口角范围进口角范围相对节距相对面积比喷嘴TC-1A11140.700.751.00第一列动叶TP-0A141620300.670.721.471.55导叶TP-2A192225400.590.642.452.60第二列动叶TP-4A293145600.500.562.503.80喷嘴TC-114170.700.751.00第一列动叶TP-2172020280.600.651.451.50导叶TP-3A232530450.560.632.352.45第二列动叶TP-5A313445600.500.563.103.804.3 压力级设计特点 压力级一般是指调节级后的各非调节级。当调节级选定后，压力级前后的压力及理想比焓降也就确定11。根据蒸汽容积流量在汽轮机各级中变化的大小，可将压力级分为三个级组：高压级组、中压级组、低压级组。（1）高压级组 高压级组中蒸汽的容积流量及其变化都较小，级组通流部分的高度不大，几何尺寸变化缓慢，其各级的能量损失中叶高损失所占比例较大。通常采用较小的平均直径dm和较小的喷嘴出口角（1114）是为了减少叶高损失。有的级采用部分进汽是为了使叶高 Ln不小于1220mm。对大容量机组而言，为了保证必要的高度和强度，往往高压隔板和喷嘴会比较厚，这就导致喷嘴相对高度较小，端部损失较大。为了增加叶栅高度，我国汽轮机的制造通过配加强筋来满足叶栅刚度与强度的要求。（2）中压级组 中压级组工作在过热蒸汽区，不会产生湿汽损失，当蒸汽流过高压级组时膨胀容积流量较大，导致各级叶高损失和漏汽损失变小，级组中各级效率较高，易设计成为有合适高度和光滑变化的通道形状。 通常设计多级冲动式汽轮机，选取高、中压非调节级的速比为=0.460.50；为了保证设计工况下的叶片根部不吸汽不漏汽，通常选根部反动度=3%5%。（3）低压级组 低压级组指的是包括最末级在内的几个压力级。为了能够适应蒸汽流量急剧增大的要求，需同时放大低压级组的叶高和平均直径。该级设计需考虑的主要因素时，力求将叶高控制在合理范围，尽量时通道形状保持光滑变化。通常采用下列措施保证通道的光滑变化： 逐级提高平均直径处的反动度12。当根部反动度为05%时末级平均反动度可达30%50%或更大。 加大喷嘴与动叶的出口角。末级喷嘴出口角可达1820。 选用较大的速度比。一般的冲动式汽轮机速度比可在0.480.52范围内选取，有时末级速度比可达0.613。低压级组一般是在湿蒸汽区进行工作，为减少湿气损失和其给叶片带来的水湿破坏，这就要求非中间再热式汽轮机最终的蒸汽湿度不能超过12%。同时在设计时设置去湿装置和相应的去湿措施是非常有必要的。5 压力级比焓降分配及级数的确定5.1 蒸汽通道的合理形状冲动式汽轮机常用的蒸汽通道形状有三种：等根径、根径增大、根径减小。（1）等根径指的是蒸汽通道形状的根部直径相等整段转子最宜采用这种通道，其各级转子的平均直径是逐渐增加的，国产高参数汽轮机的高压转子及大功率中间再热汽轮机的中压转子都是等根径的；背压式汽轮机由于排汽压力较高，容积流量变化较小，其通道形状通常也设计成等径的14。 （2）根径增大指的是蒸汽通道形状的根部逐渐增大 这种通道形状能够令高压级叶片加长，低压级叶片减短，充分满足容积流量增加较快的要求，主要应用于套装叶轮的转子和低压焊接的转子。为控制低压部分由于叶片顶部扩张严重而导致的流动损失，一般应是顶部扩张角不超过40。（3）根径减小指的是蒸汽通道形状的根部逐渐减小 通道形状的平均直径虽然还在逐步增加，但它的根部直径却是在逐渐减小，这部分叶片根部流动条件较差，并且仅在低压部分采用。 由于蒸汽流过汽轮机各级时的容积流量变化程度不相同，因此上述几种情况的组合通常为整台汽轮机的蒸汽通道形状。5.2 各级平均直径的确定各级要有合适的速比是压力级中比焓降分配的主要依据，也是为了使通道形状光滑变化能够达到较高的能效率。所以除了考虑各级直径通道的光滑性选取外，还要考虑其通用性。其中第一压力级平均直径影响较大。（1）第一压力级平均直径的估取 第一压力级的平均直径的估取根据的事调节级和末级的平均直径。由于调节级的部分进汽在工况变动时是变化的，与第一压力级的进汽不同，因此两级平均直径是不同的，一般两级平均直径之差不小于50100mm。对于单缸汽轮机，它的首末两级平均直径之比大于等于0.460.6，所以末级为通用叶型级可用第一压力级的平均直径来估取末级直径。第一压力级的末级直径按下式进行估算 （式5.1） 式5.1可根据喷嘴的流量方程，速度与速度比关系推导得出。用下面简化公式也可以进行平均直径估算 （式5.2）（查单列级速度比Xa=0.350.44，取Xa=0.40；kJ/kg）式中：G为通过第一压力级的蒸汽流量，kg/s；n为汽轮机转速；为级理想比焓降；Xa为第一压力级速度比；ln为第一压力级喷嘴高度，估取时ln>0.0120.02；为第一压力级平均反动度；Un为喷嘴流量