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汽轮机课程设计第一章 绪言1.1、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。1.2、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。第二章 特定冷端条件下的设计工况热力计算2.1、原始资料，机组的基本参数 原始资料包括：机组的类型、基本参数、热力系统、阀杆与轴封数据，加热汽水参数表及其他参数。2.1.1、机组的类型机组型号：N50-8.82/535.机组形式：高压、单缸单轴凝汽式汽轮机。2.1.2、基本参数名称设计负荷下的参数名称设计负荷下的参数额定功率Pel=50MW调节级形式单列调节级新蒸汽压力P0=8.82MPa调节级的比焓降112kJ/kg新蒸汽温度t0=535调节级速比xa=0.364凝汽器压力Pc=5.5kPa调节级平均直径dm=1100mm汽轮机转速n=3000r/min调节级反动度m=0.075回热抽汽级数两高、四低、一除氧部分进汽度e=0.3328给水温度tfw=217喷嘴汽流出汽角1=12.9工作压力pd=0.588MPa动叶汽流出汽角2=19.72.1.3、热力系统（1） 50MW机组热力过程线（2） 、具有给水回热的热力系统图 （3） 、N50-8.83/535型汽轮机回热系统示意图（4） 、50MW汽轮机轴封系统图 2.1.4、阀杆与轴封数据（1） 主汽阀和调节汽阀阀杆数据项目符号单位主汽阀调节汽阀1段2段3段1段2段3段阀杆数z14阀杆直径dvcm3.43.6径向间隙rcm0.020.02间隙面积Avcm0.2140.227分段长度lcm41.8115.833.343.8（2） 轴封数据项目符号单位前轴封后轴封1段2段3段4段5段6段1段2段3段轴封直径d1cm3.43.655.345.8径向间隙1cm0.050.05轴封齿数z78361012962.1.5加热器汽水参数表项目单位H1H2H3（HD)H4H5H6H7SGC回热抽汽抽汽压力pjMPa2.621.490.9760.4640.1810.0850.0430.0950.0055抽汽温度tj（干度xj）3873192721960.9970.9580.932抽泣比焓值hjkJ/kg3208.683080.532992.152849.222695.042564.192473.342737.51抽汽压损pj88408888加热器汽侧压力pjMPa2.41041.37080.5880.426880.166520.065320.03284pj下的饱和水温tbj222.01194.06158145.97114.5288.1271.19pj下饱和水比焓hbjkJ/kg953.01825.73667.08614.88480.5369.06298411.42抽汽放热qjkJ/kg2360.162369.742325.072234.342214.542195.132175.342326.09疏水上端差j5505555下端差j1010疏水温度tsj199.06168疏水比焓hsjkJ/kg848.52710.79疏水放热jkJ/kg137.7343.71134.38111.4471.06水侧加热器出口水温twj217.01189.06158141.25110.0883.9667.3135.534.4加热器水侧压力pwMPa13.7313.730.5881.331.331.331.331.33加热器出口水比焓hwjkJ/kg933.55809.35674.77/667.08595.16462.55352.59282.85150.09144.17给水比焓升jkJ/kg124.2134.5873.1133.78111.1470.92141.165.382.1.6其他参数给水泵出口压力pfp=13.73MPa；凝结水泵出口压力pcp=1.33MPa；机械效率m=0.98；加热器效率h=0.98。汽轮机的相对内效率主汽阀和调节汽阀节流压力损失。排气阻力损失。2.2、阀杆漏汽量与轴封漏汽量计算汽轮机进汽量 设m=1.15，机械效率m=0.98，发电机效率g=0.98，汽轮机漏汽量D0=3%D0，额定功率Pel=50MW,则： =3.650000/(1191.70.980.98)+0.03D0 =186.46t/h 该机组有一个主汽阀和4个调节汽阀，阀杆漏汽大部分漏到除氧器中，另外一少部分通过真空管道被射汽抽汽器吸入轴封冷却器。2.2.1、主汽阀阀杆漏汽量的计算主汽阀杆间隙面积；第1段阀杆漏汽系数；第1段阀杆前蒸汽参数为，。则主汽阀杆漏汽量。第2段阀杆漏汽系数；第2段阀杆前蒸汽参数为，。则流经第2段阀杆漏汽量。2.2.2、调节汽阀阀杆漏汽主汽阀杆间隙面积；第1段阀杆漏汽系数；第1段阀杆前蒸汽参数为，。则调节汽阀杆漏汽量。第2段阀杆漏汽系数；第2段阀杆前蒸汽参数为，。则流经第2段阀杆漏汽量。根据主汽阀杆和调节汽阀阀杆的漏汽计算，可得阀杆总漏汽量；轴封冷却器回收阀杆漏汽其余除氧器回收。2.2.3、前轴封漏汽轴封1、2、3段间隙面积；第1段轴封前蒸汽参数为，（调节级喷嘴后参数）。第1段轴封后蒸汽参数为。判别系数则前轴封漏汽量；第2段轴封前蒸汽参数为，。第2段轴封后蒸汽参数为。判别系数则前轴封漏汽量；第3段轴封前蒸汽参数为，。第3段轴封后蒸汽参数为。判别系数则前轴封漏汽量；轴封4、5、6段间隙面积：；第4段轴封前蒸汽参数为，。第4段轴封后蒸汽参数为。判别系数第4段轴封流经蒸汽量；第5段轴封前蒸汽参数为，。第5段轴封后蒸汽参数为。判别系数第5段轴封流经蒸汽量。2.2.4、后轴封漏汽轴封1、2段间隙面积；第1段轴封前蒸汽参数为，。第1段轴封后蒸汽参数为。判别系数第1段轴封流经蒸汽量；第2段轴封前蒸汽参数为，。第2段轴封后蒸汽参数为。判别系数第2段轴封流经蒸汽量。由上面计算可得：阀杆漏汽量除氧器回收前轴封漏汽量流到2号高压加热器的蒸汽量流到5号低压加热器的蒸汽量流到7号低压加热器的蒸汽量均压箱向前轴封供汽量;均压箱向后轴封供汽量;均压箱总供汽量轴封冷却器回收前轴封漏汽量轴封冷却器回收后轴封漏汽量轴封冷却器总回收2.3、汽轮机各部分汽水流量a. 1号高压加热器。1号高压加热器热平衡图如下热平衡图所示。根据表面式加热器热平衡原理可列出方程 b. 2号高压加热器。2号高压加热器热平衡图如上的热平衡图所示。根据表面式加热器热平衡原理可列出方程 = =0.03687c. 除氧器。除氧器热平衡图如下的热平衡图所示。根据混合式加热器热平衡原理可列出方程 =0.01820 =1-(0.0537+0.03687+0.01767+0.0148+0.0061) =0.87086 d. 4号低压加热器。4号低压加热器热平衡图如上的热平衡图所示。根据表面式加热器热平衡原理可列出方程 = e. 5号低压加热器。5号低压加热器热平衡图如下的热平衡图所示。根据表面式加热器热平衡原理可列出方程 =0.03345f. 6号低压加热器和7号低压加热器。6、7号低压加热器热平衡图如下的热平衡图所示。根据混合点及表面式加热器热平衡原理可列出方程 6号低压加热器及混合点 由 则 （2564.19-369.06+298-282.85）+0.09316（480.5-369.06+298-282.85）+0.0026(298-282.85)+(298-282.85)=0.87086(352.59-282.85)/0.98 7号低压加热器 由 则 （2473.34-298+282.85-150.09）+0.09316（369.06-298+282.85-150.09）+(369.06-298+282.85-150.09）+0.0026（3205.25-298+282.85-150.09）=0.87086（282.85-150.09）/0.98联立求解上述方程，得到 =0.01786，=0.03789， =0.708222.4、调节级详细计算2.4.1、喷嘴部分的计算（1）、调节级进口参数及调节级的滞止理想比焓降h0t。调节级进口参数即为高压缸进口参数，由于进入调节级的汽流速度很小，可以近似认为滞止参数与进口参数相等。由热力过程线的确定步骤可得： ，由前面选取其理想比焓降为 。（2）、调节级进汽量 则调节级喷嘴流量（3）、平均反动度，由原始资料可知。 （4）、喷嘴的滞止理想比焓降h0n=(1-m)h0t=(1-0.075)*110=101.75kJ/kg（5）、喷嘴出口汽流速度其中 -喷嘴速度系数，取0.97。（6）、喷嘴出口等比熵出口参数h1t、v1t、p1。由h0T和h0n求出喷嘴出口理想比焓降h1t=h0T-h0n=3476.75-101.75=3375kJ/kg。该过程为等比熵膨胀过程，由h1t=3375kJ/kg、s0T=6.8042kJ/(kg)查水蒸气h-s图得出口比体积v1t=0.052982m3/kg，喷嘴出口压力p1=6.2141MPa。（7）、喷嘴压比由此可知，喷嘴中为亚音速汽流，采用减缩喷嘴，选取喷嘴型号为TC-1A、=12.9、sin1=0.2606.（8）、喷嘴出口面积An。喷嘴中是亚音速流动，故（9）、级的假想速度（10）、级的圆周速度（11）、喷嘴高度（12）、喷嘴损失hn=（1-2）h0n=（1-0.972）101.75=6.013kJ/kg（13）、喷嘴出口比焓值h1=h1t+hn=3375+6.013=3381.013kJ/kg由h1、p1查得s1=6.8122kJ/（kg*K),v1=0.0531993m3/kg（14）、求动叶进口汽流相对速度w1和进汽角1 = =273.87m/s=20.92.4.2、动叶部分计算（1）、动叶出口相对速度w2t和w2=302.5m/sw2=w2t=0.925302.5=278.3m/s式中 -动叶速度系数，由与m、w2t的关系曲线查得=0.925.（2）、动叶等比熵出口参数h2t与v2t由h2t，s1=6.8122kJ/（kgK),查得v2t=0.0542553m3/kg，动叶出口压力p2=6.05998MPa.（3）、动叶出口面积Ab=（4）、动叶高度lb。lb=ln+t+r=24+1+1=25mm（5）、作动叶出口速度三角形。由、u确定速度三角形 = （6） 动叶损失（7） 动叶出口比焓值 由、查得，（8） 余速损失 (9)轮周损失 （10） 轮周有效比焓降 hu=ht0-hu=110-21.2=88.8kJ/kg(11)轮周效率。调节级后余速不可利用，系数为 (12)校核轮周效率u =170.7（437.60.9748+130.90.7009） =88.39kJ/kg ，误差在允许范围内。2.4.3、级内其他损失的计算（1）、叶高损失 =88.8=4.633kJ/ka- 经验系数，单列级a=1.2。（2）、扇形损失=0.7=0.7()2(110-8.57)=0.035kJ/kg（3）、叶轮摩擦损失由前面，v1=0.0531993m3/kg，v2=0.0545011 m3/kgV=0.0538502m/kg=1.2*(170.7/100)3(110010-3)2/0.0538502=134.12kW =kJ/kg式中K1-经验系数，一般取K1=1.01.3.（4）、部分进汽损失鼓风损失 =(1-e-)=0.15*(1-0.3328)*0.3643=0.0145斥汽损失 =0.012* =0.0477故有=+=0.0145+0.0477=0.0622所以=110.0622=6.842kJ/kg（5）级内各项损失之和hkJ/kg（6）下一级入口参数 =+h=3379.4+8.57+14.297=3402.267kJ/kg由，P2查得s2=6.8511kJ/（kgk），v2=0.055346m3/kg，t2=491.622.4.4、级效率与内功率的计算（1） 级的有效比焓降（2） 级效率 （3） 级的内功率 2.5、压力级计算 取第一级和最末级进行详细热力计算，计算过程同调节节详细计算，结果如下表所示项目符号单位调节级第一压力级末级蒸汽流量Gkg/s51.7950.2835.93喷嘴平均直径dnmm11009972007动叶平均直径dbmm11009972007级前压力p0MPa8.326.059980.022级前温度/干度to/xo533.1491.662.2级前速度Com/s00164级前比焓值h0kJ/kg3476.83401.72426.9圆周速度m/s170.7156.61315.26理想比焓降htkJ/kg11051.2321162.92理想速度Cam/s469320.1593.92假想速比xa0.3640.4890.552反动度m0.0750.07350.574利用上级余速动能hcokJ/kg0013.448喷嘴滞止比焓降honkJ/kg101.7547.4775.13喷嘴出口理想速度c1tm/s451.11308.11387.64喷嘴速度系数0.970.970.97喷嘴出口实际速度c1m/s437.58298.87376.01喷嘴损失honkJ/kg6.012.814.44喷嘴后压力p1MPa6.21415.230.014喷嘴后温度/干度t1/x1483468.30.899喷嘴出口理想比体积v1tm3/kg0.0530.061969.5791喷嘴出口截面积Anm20.005830.0094851.3210喷嘴出汽角1()12.910.7518.33喷嘴高度lnmm2316418部分进汽度e0.332811动叶进口相对速度w1m/s273.87147.92125.38相对于w1的比焓降hw1kJ/kg37.510.947.86动叶滞止比焓降hobkJ/kg45.7514.7109.1动叶出口理想速度w2tm/s302.5171.5467.11动叶速度系数0.9250.93550.95动也损失hbkJ/kg6.61.83610.64动叶出口相对速度w2m/s278.3160.44443.75动叶出口绝对速度c2m/s130.949.44247.71余速损失hc2kJ/kg8.571.2230.68动叶后压力p2MPa6.065.1870.00478动叶后温度/干度t2/x2481.6467.20.874动叶出口比体积v2m3/kg0.054260.062619.446动叶出口面积Abm20.0087340.0173372.2750动叶出汽角2()19.717.8932.89动叶高度lbmm2518.5423级理想能量EokJ/kg11050176.4轮周有效比焓降hukJ/kg88.845.4130.6轮周功率pukW4278.662131.424261.87轮周效率u80.7390.7274.6叶高损失hlkJ/kg4.633.40.375叶轮摩擦损失hfkJ/kg2.591.470.29部分进汽损失hekJ/kg6.84200漏气损失hkJ/kg01.0160.127湿汽损失hxkJ/kg0013.7442级内有效比焓降hikJ/kg74.539.37110.69级相对内效率i67.7378.7362.76级的内功率pikW3858.511979.773977.142.6热经济性指标计算2.6.1、汽轮机汽耗量计算及校核(1)、 做功不足系数的计算 (2)、 汽轮机的汽耗量计算及校核 合理 (3)、 汽轮机功率核算 合理2.6.2、汽轮机热耗量Q0、热耗率q0 2.6.3、绝对电效率a,el 2.7轴向推力计算及安全性核算2.7.1、调节级轴向推力计算（1）计算叶根反动度r r=m=0.075（2）求叶片受到的轴向推力其中e=0.3328, lb=0.0247m,(p0-p2)=2.315MPa,代入后，Fzl=4932.14N。即：调节级受到的轴向推力为4932.14N。2.7.2、末级轴向推力计算（1）计算叶根反动度r 以末级进行计算其中m=0.574,rm【=1m,rr=0.6675m，1m=1820,代入后得r=0.0036。附表B-5中r=0.4%（2）求叶片受到的轴向推力其中lb=0.665.m,(p0-p2)=0.0088MPa,代入后，Fzl=21105.5N。（3）求当量隔板漏气面积其中dp=0.745m,p=0.0005m,Zp=3,代入后=675mm2。（4）求叶根齿隙面积 式中：dr=1335mm, z=7.8mm, 代入得 =32696.82 mm2，附表中=32712mm2。（5）求q q=2.18（6）求叶轮反动度d （7）求Pd 式中：p2=0.00461MPa, (p0-p2)=0.0088MPa, 代入得Pd=4.68kPa。（8）求轮盘面积Ad 式中：dr=978mm, dp=590mm, 代入得Ad=963352mm2（9）求轮盘轴向推力Fz2 式中：Ad=477581mm2，pd-p2=6.7-6=0.8kPa，代入得Fz2=83.5N（10）作用在转子轴肩的推力（11）综上作用在末级的力F=21105.5+83.5-478.3=20710.6N2.7.3、中间级轴向推力计算（1）计算叶根反动度r 以17级进行计算其中m=0.34,rm【=0.602m,rr=0.5325m，1m=1234,代入后得r=0.165。附表B-5中r=15.6（2）求叶片受到的轴向推力其中lb=0.139.m,(p0-p2)=0.0725MPa,代入后，Fzl=12960.09191N。（3）求当量隔板漏气面积其中dp=0.59m,p=0.0005m,Zp=5,代入后=457mm2。（4）求叶根齿隙面积 式中：dr=1065mm, z=2mm, 代入得 =6692.2 mm2（5）求q q=0.4（6）求叶轮反动度d （7）求Pd 式中：p2=0.1835MPa, (p0-p2)=0.0725MPa, 代入得Pd=0.188285kPa。（8）求轮盘面积Ad 式中：dr=1065mm, dp=590mm, 代入得Ad=617421mm2（9）求轮盘轴向推力Fz2 式中：Ad=617421mm2，pd-p2=6.7-6=0.8kPa，代入得Fz2=2954.3N（10）综上作用在中间级级的力F=12960.1+2954.3=15914.4N2.7.4 、设计工况安全性核算（1）总的叶片轴向力Fz1Fz1=4932.14+20710.6+14*12960.09191=207084.03N（2）总的叶轮轴向力Fz2 Fz2=0+0+24*2954.3=70903.2N（3）总的转子轴向力Fz3Fz3=-150235N（4）总的各级轴向力FzFz=207084.03+70903.2-150235 =129421.66N（5）安全系数n =1.50991第三章 变工况核算3.1变工况调节级详细计算90%工况汽轮机进汽量 设m=1.15，机械效率m=0.98，发电机效率g=0.98，汽轮机漏汽量D0=3%D0，设计功率Pel=45MW,则： =3.645000/(1191.70.980.98)+0.03D0 =167.81t/h 通过全部气门的流量 第一个汽门全开时： 第二个汽门全开时： 第三个汽门全开时： 第四个汽门全开时： 取通过第一、二、三个汽门全开 第四汽门开启3.1.1、喷嘴部分的计算（1） 、调节级进汽量 则调节级喷嘴流量（2） 、反动度（3） 、调节级理想焓降 根据设计负荷中的，p1=6.2141MPa和等比熵膨胀过程得 变工况后的喷嘴出口压力 由，h1t=h0T-h0n查h-s图得 则（4）、喷嘴出口汽流速度 （5） 、喷嘴压比 由此可知，喷嘴中为亚音速汽流，采用减缩喷嘴，选取喷嘴型号为TC-1A、=12.9、sin1=0.2606.（6）、级的圆周速度（7）、喷嘴损失 hn=（1-2）h0n=（1-0.972）113.45=6.705kJ/kg（8）、喷嘴出口比焓值 h1=h1t+hn=3363.30+6.705=3370.005kJ/kg 由h1、p1查得s1=6.8154487kJ/（kg*K),v1=0.0547995m3/kg（9）、求动叶进口汽流相对速度w1和进汽角1 = =298.05m/s3.1.2、动叶部分计算（1）、动叶出口相对速度w2t和w2=327.5m/sw2=w2t=0.920327.5=301.3m/s（2）、动叶等比熵出口参数h2t与v2t由h2t，s1=6.8154487kJ/（kgK),查得v2t=0.0560321649m3/kg，动叶出口压力p2=5.8016775MPa.（3） 、出口速度 = （4）、动叶损失（5）、动叶出口比焓值 由、查得，（6）、余速损失 （7）、轮周损失 （8）、轮周有效比焓降 hu=ht0-hu=123-26.5=96.5kJ/kg（9）、轮周效率。调节级后余速不可利用，系数为 （10）、校核轮周效率u =170.7（4620.9748+151.90.7431） =96.14kJ/kg ，误差在允许范围内。3.1.3、级内其他损失（1）、叶高损失 =96.5=5.035kJ/kb- 经验系数，单列级a=1.2。（2）、扇形损失=0.7=0.7()2(123-11.54)=0.039kJ/kg（3）、叶轮摩擦损失由前面，v1=0.0547995m3/kg，v2=0.05635624 m3/kgV=0.0555779m/kg= = 式中K1-经验系数，一般取K1=1.01.3.（4）、部分进汽损失 由=+=0.0145+0.0477=0.0622 所以=1230.0622=7.651kJ/kg（5）级内各项损失之和hkJ/kg（6）下一级入口参数 =+h=3369.02+11.54+15.535=3396.095kJ/kg由，P2查得s2=6.862364kJ/（kgk），v2=0.057411m3/kg，t2=487.913.1.4、级效率与内功率的计算（1）、级的有效比焓降（2）、级效率 （3）、级的内功率 3.2变工况末级详细计算3.2.1、末级的原始数据喷嘴平均直径dnmm2007喷嘴高度lnmm418动叶平均直径dbmm2007动叶高度lbmm423喷嘴出汽角a1 18.33动叶出汽角232.89隔板轴封面积ApCm211.775隔板轴封齿数zp3喷嘴出口截面积Anm21.3210动叶出口截面积Abm22.27503.2.2、 90%工况下末级的参数流量G0Kg/s30.75级后压力P2MPa0.0045级后蒸汽干度X20.8723.2.3、末级倒序详细核算（1） 根据设计工况下级内各损失估取变工况下的级内各损失喷嘴损失kJ/kg4.52动叶损失kJ/kg7.268叶高损失kJ/kg0.42隔板漏汽损失kJ/kg0.05湿汽损失kJ/kg0.4叶轮摩擦损失kJ/kg0.20余速损失kJ/kg19.86（2） 变工况后末级各参数的计算由变工况末级参数表知变工况后末级的流量为G1=30.75kg/s; 根据设计工况下冷端参数得变工况下冷端背压的参数（按等熵过程）有设计工况的级后压力=0.00478MPa和级后干度=0.874查得=7.41052 kJ/(kg.)。则由=0.0045MPa与=7.41052 kJ/(kg.)查得；末级动叶出口蒸汽的比焓值=2247.14kJ/kg末级动叶出口蒸汽的干度=0.872，末级动叶出口蒸汽比体积=27.134m3/kg；末级动叶出口蒸汽比熵=7.41052 kJ/(kg.)。 由上损失表可知总损失（除了喷嘴损失）为： + =19.86+0.2+0.4+0.05+0.42+7.268 =28.198kJ/kg式中1余速利用系数，对于末级1=0由点2沿等压线向下移动，得到动叶出口理想蒸汽比焓值 =-=2218.942kJ/kg根据和查焓温表得到末级动叶出口状态点3的蒸汽理想参数=26.77236m3/kg;=7.31782kJ/(kg*C);=0.8603根据1-=1-0.8603=0.1397及设计工况末级平均反动度=0.574查附图A-2得到=1.021又由=1.035+0.1x=1.035+0.1*=1.035+0.1*0.8566=1.12066判断末级动叶出口蒸汽流速是否达到临界流速动叶出口马赫数=0.965 所以末级动叶出口蒸汽流速为亚音速叶顶漏汽很小，可以忽略不计，所以经过动叶的蒸汽流量近似的等于G1即用动叶出口的连续方程计算动叶出口相对速度 =366.8m/s式中 -动叶喉部截面积末级动叶的圆周速度=315.26m/s由动叶出口速度三角形算出动叶出口的绝度速度 = =199.3m/s所以末级动叶余速损失=19.86kJ/kg与估取的数相差很小所以比较准确不必重新估取。末级动叶的速度系数取0.95末级动叶损失=7.268kJ/kg与估取的很相近，为允许误差范围内，所以不必重