第5章 膨胀机.docx

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第5章膨胀机

第5章膨胀机

5.1空分设备配套膨胀机的基本要求及工作原理

绝热等熵膨胀是获得低温的重要效应之一，也是对外作功的一个重要热力过程，而作为用来使气体膨胀输出外功以产生冷量的膨胀机则是能够实现接近绝热等熵膨胀过程的一种有效机械。

膨胀机可分为活塞式和透平式两大类，一般来说，活塞膨胀机多适用于中、高压小流量领域，而低、中压、相对流量较大的领域中则多用透平膨胀机。

随着透平技术的进一步发展，近几年来，中、高压、小流量、大膨胀比的透平膨胀机在各领域也有越来越多的应用。

与活塞膨胀机相比，透平膨胀机具有占地面积小（体积小）、结构简单、气流无脉动、振动小、无机械磨损部件、连续工作周期长、操作维护方便、工质不污染、调节性能好、高效率等特点；而活塞膨胀机正相反，一般多用在高膨胀比小流量的场合。

对于空分设备来说，低温精馏、装置冷量损失的及时补充、产品产量的有效调节等都使得为其提供充足冷量的膨胀机显得尤为重要，可以说它是空分设备的心脏部机。

事实上，在空气分离设备中，膨胀机获得了广泛的应用。

随着科学技术的不断进步，现代空分设备对膨胀机提出了更高的要求：

要具有更高的整机效率、更好的稳定及调节性能、更安全及可靠的保护系统、更长的运行周期及使用寿命等等。

特别是随着内压缩流程和液体液化设备等的广泛使用，中压甚至高压等级透平膨胀机使用得越来越多，这类产品膨胀机出口常带一部分液体、有的具有很大的膨胀比。

活塞膨胀机是利用工质在可变容积中进行膨胀输出外功，也称为容积型膨胀机。

工质在气缸内推动活塞输出外功，同时本身内能降低。

透平膨胀机是利用工质在流道中流动时速度的变化来进行能量转换的，也称为速度型膨胀机。

工质在透平膨胀机的通流部分中膨胀获得动能，并由工作轮轴端输出外功，因而降低了膨胀机出口工质的内能和温度。

5.2透平膨胀机

5.2.1透平膨胀机的分类

工质在工作轮中膨胀的程度称为反动度。

具有一定反动度的透平膨胀机就称为反动式透平膨胀机。

如果反动度很小以至接近于零，工作轮基本上由喷嘴出口的气流推动而转动并对外作功，则称为冲动式透平膨胀机。

根据工质在工作轮中流动的方向可以有径流式、径-轴流式和轴流式之分，如图5.2.1-1所示。

如果叶轮叶片两侧有轮盘和轮盖，则称为闭式叶轮，如图5.2.1-2b。

没有轮盖只有轮盘的则称为半开式叶轮，见图5.2.1-2a。

轮盖和轮盘都没有的（轮盘只有中心部分）称为开式叶轮，见图5.2.1-2c。

根据一台膨胀机中包含的级数多少又可以分为单级透平膨胀机和多级透平膨胀机。

为了简化结构、减少流动损失，径流透平膨胀机一般都采用单级或由几台单级组成多级膨胀。

按照工质的膨胀过程所处的状态，又有气相膨胀机和两相膨胀机之分。

按照透平膨胀机制动方式，又有风机制动透平膨胀机、增压机制动透平膨胀机、电机制动透平膨胀机和油制动透平膨胀机之分。

根据透平膨胀机轴承的不同型式，可分为油轴承透平膨胀机、气体轴承透平膨胀机和磁轴承透平膨胀机等等。

现代空分设备上所普遍采用的是向心径-轴流反动式透平膨胀机，它具有级的比焓降大，允许转速高，结构简单，热效率高等特点。

图5.2.1-1透平膨胀机通流部分的基本形式

a）径流式b）径-轴流式c）轴流式

图5.2.1-2径-轴流工作轮的形式

a）半开式b）闭式c）开式

5.2.2透平膨胀机的基本方程和工作原理

5.2.2.1基本方程

实际气体流动的理论基础主要是由状态方程、连续性方程、动量方程和能量守恒方程建立起来的。

状态方程

透平膨胀机是一种低温机械。

对于空分装置来说，膨胀机的出口状态通常接近于冷凝温度，有时出口已带有部分液体。

这样，在计算时就必需考虑到实际气体的影响。

实际气体状态方程的形式很多，大多数都很复杂，不便于工程上的计算。

相对来说，在空分设备用透平膨胀机的计算中，利用压缩性系数Z来对理想气体状态方程进行修正是最方便的，精度也能满足要求。

（5.2-1）

式中：

p绝对压力（Pa）

气体比容（m3/kg）

R气体常数（J/（kg.k））

T气体温度（k）

压缩性系数可由z-p图表中查得。

另外,建立在扎实理论基础上的维里方程，也是使用比较方便的气体状态方程之一；

（5.2-2）

式中:

B、C、…为第二、三、…维里系数。

当然还有一些其它的比较方便的气体状态方程这里就不一一介绍了。

要说明的是，随着计算机技术的普及及发展，用计算机来进行繁杂的计算和查询各介质的物性数据现在也变得十分便捷。

由于实际气体的膨胀过程存在摩擦、涡流，所以其膨胀过程不是绝热等熵热力过程，而是一个绝热非等熵的热力过程。

它的过程方程式可表述为：

（5.2-3）

式中：

n多变指数

（5.2-4）

式中：

k绝热指数

φ速度系数:

（5.2-5）

式中：

Cs理想出口速度（等熵比焓降全部转换为气流动能时所能获得的理论气流速度）（m/s）

C实际出口速度（实际比焓降全部转换为气流动能时所能获得的理论气流速度）（m/s）

连续性方程

在透平膨胀机流道中，一般流动过程可简化为一元稳定管流，在一元稳定流动时，如果在流体流经的任意两截面间既没有流体加入，也没有流体排出，则在该管道内的每一个与流速向垂直的横截面上单位时间内流过的流体质量始终不变（见图5.2.2-1所示）。

（5.2-6）

式中：

m质量流量（kg/s）

ρ气体密度（kg/m3）

c气体速度（m/s）

f垂直于c的流道截面积（m2）

从上式很容易看出，当流体体积流量V（=mρ-1）一定时，流道截面积和气体速度成反比关系。

图5.2.2-1

动量方程

在透平膨胀机的固定流道（比如喷嘴和扩压器）中，对于一元稳定流动，下式所表示的动量方程得到广泛的应用：

（5.2-7）

该式适用于有摩擦的不可逆绝热流动过程。

对于以某一旋转速度工作的膨胀机工作轮来说，可以导出一元稳定流动时的动量方程式：

（5.2-8）

式中：

h工质的比焓（J/kg）

w工质的相对速度（m/s）

u工质的牵连速度（m/s）

式（5.2-8）是计算透平膨胀机工作轮中流动的重要公式，它适用于一元稳定流动绝热非等熵热力过程。

在工作轮进出口相对速度w1和w2相同的条件下，从式中可以看出不同形式叶轮的工作情况：

向心径流式工作轮

＞0

轴流式工作轮

≈0

离心径流式工作轮

＜0

由此可见，向心径流式工作轮具有最大的比焓降和温降。

能量守恒方程

根据能守恒定理，当工质在绝热膨胀过程中，与外界既无热量交换，又无功能传递，则膨胀过程始－终的单位质量能量是不变的，即：

（5.2-9）

在透平膨胀机中，喷嘴和扩压器是固定元件，其内工质流速的增加和减少是由工质的比焓变化来实现的，所以在理想情况下，工质在喷嘴和扩压器中的流动过程就属于这类流动。

上式中，h1、h2为工质在两个状态下的比焓；c12／2、c22／2为工质在两个状态下的动能。

同样，对于工质在膨胀过程中，既有与外界的热量交换，又有功能的传递，根据热力学定律，对于一元稳定流动的理想气体，在任意两个截面之间，可以推导出单位质量工质的能量方程式：

（5.2-10）

式中：

q在两截面间单位质量工质与外界交换的热量（J/kg）

A在两截面间单位质量气体与外界传递的能量（J/kg）

透平膨胀机中，气体在工作轮中的流动就属于这样的膨胀过程，一方面有冷量的损失，另一方面气体的比焓降和动能的变化要通过和工作轮相连接的主轴转变为机械功传递给外界。

当工质流动过程为绝热膨胀过程时，式中q=0，（5.2-10）方程式为：

（5.2-11）

如果是没有功能的传递的绝热膨胀过程，则（5.2-11）式就可以写成（5.2-9）式的形式。

考虑（5.2-9）式后，则（5.2-11）可表达为：

（5.2-12）

式中各项的物理意义可表述为：

工质在叶轮流道中因动能减少而作的功

工质在叶轮流道中因流动速度变化而作的功

工质在叶轮流道中克服离心力而作的功

考虑c、w、u之间的关系可以得出:

（5.2-13）

（5.2-12）式、（5.2-13）式是透平机械的基本方程式：

欧拉方程式的两种形式。

对于透平膨胀机工作轮来说，从式中可见，膨胀过程工作轮所产生的功只取决于工作轮进、出口的速度而与工质的性质无关。

5.2.2.2工作原理

透平膨胀机是一种高速旋转的热力机械，它是利用工质流动时速度的变化来进行能量转换的，因此也称为速度型膨胀机。

它由膨胀机通流部分、制动器及机体三部分组成。

工质在透平膨胀机的通流部分中膨胀获得动能，并由工作轮轴端输出外功，因而降低了膨胀机出口工质的内能和温度。

图5.2.2-2给出了透平膨胀机主机的剖面示意图。

图5.2.2-2透平膨胀机主机结构示意图

1-扩压器；2-蜗壳；3-工作轮；4-喷嘴；5-内轴封；6-内轴承；

7-主轴；8-机壳；9-外轴承；10-外轴封；11-制动器

膨胀工质由进气管进入蜗壳2，被均匀的分配进入喷嘴,经过喷嘴4膨胀，降低了压力和温度后进入工作轮3，在工作轮中工质进一步膨胀作功，然后经由扩压器1排入膨胀的出口管道，而膨胀功则由和工作轮相连的主轴7向外输出。

由膨胀机主轴输出的能量可被用来驱动一台压缩机或一台发电机；如果输出的能量较小，则可用风机或油制动器来平衡能量，以使透平膨胀机有一个稳定的运行条件。

下图表示出了各参数在膨胀机通流部分的变化趋势。

图5.2.2-3参数在膨胀机通流部分的变化趋势图

5.2.3透平膨胀机的通流部分

膨胀机的通流部分是指膨胀工质在整个膨胀过程中所流经的部分（图5.2.3-1），是工质进行能量转换的主要部件，膨胀工质在通流部分膨胀降温，同时将内能转换为外功输出。

5.2.3.1气体在蜗壳中的流动

进入蜗壳的介质速度较低，且蜗壳一般设计成无能量转换型的，只是将流体均匀的分配导入喷嘴环，起导向作用，故保证蜗壳内出口介质的轴对称流动是蜗壳形状的基本设计条件。

圆形和矩形截面蜗壳使用得比较多，其它形状还有梯形、三角形截面等等。

5.2.3.2气体在喷嘴中的流动图5.2.3-1透平膨胀机通流部分

喷嘴是由一组喷嘴叶片均布而成的一组叶栅,1-蜗壳2-喷嘴3-叶轮4-扩压器

喷嘴是由一组喷嘴叶片均布而成的一组叶栅,在透平膨胀机中为了使工作轮能有效地获得尽可能大的动量矩，喷嘴总是按圆周分布的且有一定倾斜角。

气体在喷嘴中完成的能量转换约占总量的50％左右，它是透平膨胀机的重要部件之一。

从结构上看，喷嘴由三部分所组成：

进口段1、主体段2和出口段3，如图3-2.3-2所示。

进口段是把从蜗壳出来的气体导入喷嘴主体，在进口段气流速度较低，能量转换很少。

主体段是气体膨胀的主要部分，根据膨胀比的大小可以是收缩型通道，也可以是缩-放型通道。

出口段是由出口正截面、单侧的叶型面和出口圆弧面组成的一

个近似三角形部分。

实质上它是一段不完

善的喷嘴流道，常称为斜切口。

斜切口的

形状将影响从喷嘴主体段出来气流的大小图5.2.3-2喷嘴流道

和方向。

Ⅰ-进口段Ⅱ-主体段Ⅲ--出口段

1）速度系数

气体在喷嘴内的实际流动过程不是等熵过程，损失是不可避免的，不仅有气流与壁面的摩擦，还有气流内部相互间的摩擦。

这就引起了气流内部的能量交换，气流的实际出口速度C1低于理想出口速度C1s，使一部分动能转换成热量而使焓降减少，对于透平膨胀机来说，实际焓降的减少也就意味着制冷量的减少。

这一损失通常用速度系数φ来反映，即

（5.2-14）

速度系数φ是一种综合性的经验损失系数，它的影响因素很多，如喷嘴的结构尺寸、叶片形状、加工质量、气流参数等。

对于现代大中型透平膨胀机来说，速度系数φ一般在0.92～0.98之间。

2）喉部和临界截面

由连续性方程和动量方程可以得到一元稳定等熵流动方程式：

（5.2-15）

对于某一工质，在稳定流动时m、p0、Z0、T0、R都是常数，（5.2-15）式表述了流道截面积f和膨胀过程中压力p的关系。

图5.2.3-3表示出了流量密度m/f和压力比p/p0的变化关系。

从（5.2-15）式中可见，当p/p0=0和p/p0=1时，m/f=0；在0＜p/p0＜1时，m/f总大于0，很明显在这当中存在一个值p/p0=p*/p0，使所对应的流量密度达到最大值，m/f=（m/f）max。

也就是说，当m不变时，流道截面积f达到最小值。

通常把喷嘴流道的最小截面称为喉部截面，而把当地气流速度等于该地音速的那个截面称为临界截面。

由计算可知，在不考虑损失的等熵流动时，出现最

大流量密度时的截面（喉部截面）与临界截面相重合。

但流动过程存在摩擦，使喉部截面上的气流实际速度小于当地音速，既该截面与临界截面不相重合，也就是说在有摩图5.2.3-3流量密度和压比关系

擦的绝热流动中，膨胀比减小了，且临界截面出现在喉部截面之后。

对（5.2-15）式求导并令等于零，可以得出这个喉部压力比：

（5.2-16）

由（5.2-16）式可见，对于确定的工质来说p*/p0的值是一定的。

3）斜切口膨胀

从前可见，所谓斜切口是指喷嘴叶片由于倾斜放置，而在出口部分存在的一段不完善的喷嘴流道，它对于气流的大小和方向有着重要的影响，必须加以考虑。

图5.2.3-4表示出喷嘴的斜切口部分，以及气体在斜切口中发生附加膨胀的示意图。

显然，斜切口一边有限流壁面，而另一边是敞开的。

当喷嘴前后压力比图5.2.3-4斜切口膨胀图

大于临界压比时，气体在斜切口不发生

附加膨胀。

但当喷嘴压力比小于临界压比时，则在收缩型喷嘴的斜切口中，气流还将出现附加膨胀而加速，气流朝敞开边偏离δ角，这时喷嘴斜切口出口气流角α1，等于喷嘴流道中心线倾斜角α11。

与偏转角δ之和，即

（5.2-17）

4）在变负荷下的工作

在空分实际运行过程中，很少有膨胀机运行在设计工况下，产量有时经常需要调节，在空分启动过程中也是如此，膨胀机往往在偏离设计工况下运行。

从（5.2-15）式分析可以看出，流量与喷嘴出口截面积及进口压力成正比，与进口温度的平方根成反比。

而空分中透平膨胀机的进出口压力往往变化不大，所以只有增大喷嘴出口截面积和降低进口温度来增加流量。

在低温装置的启动过程中，膨胀机进口气流温度是高于设计工况的，因此在启动过程中透平膨胀机的流量比设计工况要小，增加了整个装置的启动时间，而进口温度只能随着装置温度慢慢地下降，为了弥补这一缺陷，使低温装置较快地达到设计工况，只有采取增大喷嘴出口面积来提高流量，从而增加制冷量的措施。

对于大中型透平膨胀机来说，几乎无一例外地采用可调喷嘴进行流量的调节，它的调节是依靠一执行机构带动喷嘴叶片转动而改变喷嘴之间通道截面积来实现的。

下面是目前应用较多的几种喷嘴形式

图5.2.3-5喷嘴形式

喷嘴一般多采用不锈钢铸件或锻件来制造。

5.2.3.3气体在工作轮中的流动

1）工作轮的作用、型式

透平膨胀机工作轮的作用主要是使工质在叶轮中进一步有效膨胀作功，并同时把这部分能量和工质动能有效地转换为机械功，并通过轴输出，同时，还应把膨胀后的气体平稳地导入到扩压器中。

也就是说叶轮的叶片一直从径向延伸到轴向。

因此，径-轴流式叶轮均可将其流道分解成主体段和出口导流段两部分，如图5.2.3-6所示。

图5.2.3-6透平膨胀机工作轮

Ⅰ-主体段Ⅱ-导流段

主体段中气体的流向，主要是轮缘处向中心的径向流动，而导流段气体为轴向流动，故这种径-轴流式叶轮实际上是径流式叶轮和轴流式叶轮的组合，当然这种径-轴的转换是逐渐的和连续的。

所以这种组合叶轮具有焓降大损失小的特点。

工作轮不但接受从喷嘴出来气流的动能，而且气体还在工作轮中继续膨胀作功，进一步降低比焓和温度。

冲动式和反动式的区别就在于工作轮中气体继续膨胀的程度。

在冲动式工作轮中，膨胀几乎全部在喷嘴中完成，机械功几乎全部由喷嘴出来的气流动能转换而得。

对于反动式工作轮来说，除去一部分比焓降在喷嘴中完成外，还有一部分则在工作轮中继续膨胀。

这样，膨胀机总的比焓降就分成两部分，它们的大小通常用反动度ρ来表达。

它是工作轮中的等熵比焓降△hs2与膨胀机总的等熵比焓降△hs之比

（5.2-18）

在相同的进出口参数条件下，冲动式透平膨胀机出喷嘴的气流速度要比反动式的大，从工作轮排出的气流速度也比反动式的大，造成很大的流动损失，降低了它的效率。

目前国内外大中型透平膨胀机几乎都采用径-轴流反动式工作轮，反动度一般在0.4~0.54之间。

通常使用的是90°进气的工作轮（进口安装角为90°），允许存在一定的冲角，然而过大的冲角将在叶轮进口形成附加的冲击损失，使效率降低。

2）速度系数

和喷嘴相同，在工作轮中也存在着流动损失，这一损失用工作轮中的速度系数ψ来表述，即：

（5.2-19）

其中，w2s为按等熵比焓降△h2s求得的理论出口相对速度；w2为实际出口相对速度。

同样，它也是一个综合性的经验损失系数，它与叶轮的结构尺寸、叶片造型、加工质量以及气流参数等有关。

对大中型透平膨胀机来说，速度系数φ一般在0.85～0.95之间。

3）速度三角形

从喷嘴出来的气体以绝对速度c1进入工作轮，方向角为α1，但同时工作轮又以等角速度ω在旋转，实际上气体是以相对运动进入工作轮的。

我们把进口绝对速度c1、相对速度w1和牵连速度u1（进口处的圆周速度）按矢量相加就可以得到一个三角形；同理，工作轮出口也可以得到一个三角形，它们称为工作轮进、出口速度三角形，见图5.2.3-7。

速度三角形便于分析研究气体在工作轮进出口处的状态、流动、损失情况等等。

图5.2.3-7工作轮进、出口速度三角形

5.2.3.4气体在扩压器中的流动

为了使工作轮的设计具有较高的效率，现代透平膨胀机的叶轮出口，排出的气流绝对速度可达45～70m／s，甚至更高，若这样高的速度直接排到管道中，将会引起很大的摩擦损失，因而增大了冷损，为此，通常在叶轮出口设置一个专门的排气扩压管，如图5.2.3-8所示。

用来把气流速度降低到能接受的数值，约5～10m／s。

图5.2.3-8扩压器

扩压管的扩压比与扩张角θ及管长有关，θ角不宜过大，否则将引起较大的扩压损失，但也不宜大小，过小将增加扩压管长度，因而增加摩擦损失，通常取θ＝6°～12°。

通流部分是透平膨胀机最重要的部分，它与膨胀机的效率、产量的调节、变工况特性等有直接的关系。

随着透平膨胀机的进一步发展，它的效率水平也越来越高，现在人们不但在工作轮和喷嘴等主要元件上进行充分的研究和试验，在其它诸如蜗壳、出口扩压器、蜗壳和喷嘴间的流动、喷嘴和工作轮间的流动等上面也投入了更多的精力进行研究，以至把全部通流部分串在一起进行整体的分析计算，以进一步提高整机的效率水平。

5.2.4透平膨胀机的损失和效率

在透平膨胀机中标志能量转换过程完善程度的指标就是效率，习惯上使用等熵效率。

对于空分用的制冷透平来说，它是评价透平膨胀机热力性能的最主要指标。

它表述为透平膨胀机进、出口实际比焓降△h与相同条件下可能实现的最大比焓降（既等熵比焓降△hs）之比（见图5.2.4-1）。

（5.2-20）

有效率就必然存在损失，透平膨胀机的损失基本可分为两大类，既内部损失和外部损失；内部损失影响透平膨胀机的等熵效率；外部损失只对膨胀功的回收和利用率有影响而与透平膨胀机的等熵效率无关。

内部损失又可分为流道损失和非流道损失。

在气流流经的通道中，由于因气流与壁面、气流与气流之间摩擦和冲击而引起的损失等称流道损失，比如气流在喷嘴、工作轮和扩压器中的损失、喷嘴后气流对工作轮的冲击损失、喷嘴与叶轮之间的流动损失等等。

而工作轮与静止件之间的气体摩擦、气体内泄漏等损失称为非流道损失。

综合地来说，影响透平膨胀机等熵效率的主要损失有五种：

1）喷嘴损失：

膨胀气体流经喷嘴时，产生流道表面的阻力、局部涡流和气流冲击等损失。

它与气体流动速度、喷嘴叶片叶型、叶片高度，叶片表面粗糙度及叶片出口边缘（尾部）厚度等因素有关。

2）工作轮损失：

气体在叶轮流动中的流动损失。

当气体流经叶轮流道时，由于叶片型线、表面粗糙度等因素引起的摩擦损失，气体流动时的涡流和冲击损失等。

3）余速损失：

现代透平膨胀机中，气体多以较高的气流速度排出叶轮后进入扩压器，经扩压器进一步来降低介质的速度（压力和温度有所升高，见图5.2.2-3）,使达到允许值。

实际上,气体在扩压器中的流动是一种压缩过程，需要消耗部分能量。

对透平膨胀机来说同样减少了有效能量。

这两部分能量的损失称为余速损失。

4）轮背摩擦鼓风损失：

叶轮摩擦鼓风损失是由叶轮轮背、轮盖和静止元件之间间隙中的气体而产生的。

紧靠轮背、轮盖的那部分气体附着在叶轮上，以和轮背、轮盖相同的圆周速度运动，而紧靠壳体的那部分气体则和壳体一样，是静止不动的，在这个间隙中就形成了一个速度梯度。

这一速度梯度是由于气体的粘性引起的，因而要消耗一定的摩擦功。

这部分摩擦功又转换成热量，通过叶轮把热量传给气体，提高了工作气体出工作轮时的比焓值，因而降低了制冷量。

5）泄漏损失：

泄漏损失包括内泄漏损失和外泄漏损失两种。

对闭式叶轮，在轮盖处采用迷宫密封，有一小股工作轮前未经膨胀的气流，经密封器与叶轮间的缝隙漏出，它与经工作轮膨胀后的低比焓气体在叶轮出口处汇合，从而使叶轮出口处气体的比焓升高，降低了膨胀机的制冷量，这种损失称为内泄漏损失；在半开式工作轮中由于没有轮盖，无法设置密封器，这时希望尽量减少叶片和固定件的间隙。

外泄漏损失，是由工作轮前的一小股气流，经轮盘外测与壳体之间的缝隙，沿轴漏向外界泄漏，它不会影响膨胀后气体的比焓，仅仅是减少了有效膨胀气体量，影响了膨胀机总的制冷量。

当然，对于透平膨胀机来说还有一些其它的损失影响等熵效率，比如上面提到的一些流动损失损失，装置的热损失等等，但在设计良好的情况下它们对效率及制冷量影响都比较小。

由上节可知，透平膨胀机的通流部分由蜗壳、喷嘴、工作轮、扩压器等部分组成，工质在通流部分的实际流动是非常复杂的，为便于说明,各过程在比焓-熵图中简化为直线，并假定蜗壳中无能量转换，损失不计，喷嘴与工作轮、工作轮与扩压器之间的各损失不计，图如图5.2.4-1表述了工质在透平膨胀机通流部分中的膨胀过程。

图5.2.4-1工质在焓-熵图上的膨胀过程

等压线P0和等温线T0确定了点0为膨胀机的进口状态（在上述假定下也就是喷嘴的进口状态），P2为膨胀机要求的出口压力。

理想状态下，工质在喷嘴中等熵膨胀至状态点1s、在工作轮中等熵膨胀至状态点3s′（一般来说，膨胀机要求的出口状态指的是扩压器后的状态，因此工作轮后的压力P3低于膨胀机出口压力P2。

）,再在扩压器中等熵扩压至状态点2s。

但实际上，在喷嘴中的膨胀过程，由于损失的存在使比焓增加，实际膨胀至状态点1（P1、T1）。

工作轮中理想状态下工质应由点1等熵膨胀至状态点3s″,由于工作轮中的流道损失及非流道损失的存在使比焓增加，实际上膨胀至状态点3。

在扩压器中，同样由于损失的存在，使工质在理想状态下能等熵膨胀至状态点2′而实际上只能膨胀至状态点2。

5.2.5透平膨胀机的制动

5.2.5.1制冷量与输出功

透平膨胀机的制冷量

由（5.2-20）式及图5.2.4-1可得膨胀机的制冷量

（5.2-21）

按上式计算的制冷量没有考虑外泄漏的冷量损失，一般来说这两项损失比较小，是可以忽略不计的。

透平膨胀机轴端输出的功率