东汽600MW超临界汽轮机结构介绍

1、；（5）全部回热系统正常运行，但不带厂用辅助蒸汽；（6）汽动给水泵及前置泵满足规定给水参数；（7）发电机效率98.9%，额定功率因数0.90，额定氢压。3、调节汽门全开（VWO）工况本机组规定调节汽门全开工况（VWO）是指：调节阀全开，其它条件同TMCR，进汽量应不小于105%铭牌工况（TRL）进汽量的工况。4、机组热耗验收（THA）工况本机组当功率（当采用静态盛磁时，扣除所消耗的功率）为600MW时，除进汽量以外其它条件同T-MCR时，即为机组的热耗验收（THA）工况，此工况为热耗率保证值的验收工况。本机组各工况特性数据见表2-2。 五、东汽N600-24.2/566/566型汽轮机运行特点

2、机组能以定滑定和定压运行方式中的任何一种方式进行启动和运行。以定滑定方式运行时，滑压运行的范围按锅炉最大连续出力的3090%；定压运行的范围按030%和90100%。滑压拐点由东汽优化确定。1、启动状态根据停机时间的长短，本机组启动状态可以分为：（1）冷态启动。停机超过72小时，汽缸金属温度约低于该测点满负荷值的40%。（2）温态启动。停机在10至72小时之间，汽缸金属温度约在该测点满负荷值的40%80%之间；（3）热态启动。停机不到10小时，汽缸金属温度约高于该测点满负荷值的80%。（4）极热态启动。机组脱扣1小时以内，汽缸金属温度接近该测点满负荷值。64 652、启动方式本机组可以采用中压

3、缸启动方式（IP）和高中压缸联合启动方式（GHIP）两种启动方式。与高中压缸联合启动相比，中压缸启动具有时间短、启动过程中机组寿命消耗小等优点。本机组正常启动方式采用中压缸启动。高中压缸联合启动仅限于当旁路系统故障而被切除时采用。从保护汽轮机的观点出发，旁路阀关闭状态是高中压缸联合启动的前提条件。采用中压缸启动时，汽轮机的转速和负荷由中压调节阀（ICV）控制。高压调节阀（CV）微开，中压调节阀慢慢开启，蒸汽进入中压缸使汽轮机启动。并网后，在机组负荷达到一定负荷值后，开始由ICV控制向CV控制切换，此时，DEH将自动设定一升负荷率，切换完成的条件主要取决于锅炉的输出。对于采用中压缸启动，为了防止

4、高压缸过热，在高压缸排汽口处设有通风阀（VV阀）与凝汽器相连，使高压缸处于真空状态以减少鼓风发热。为了保证旁路压力的设定值不变，在ICV打开及由ICV向CV控制切换的过程中，高压旁路阀（HPBV）及低压旁路阀（LPBV）应分别关小，当ICV全开及CV开启时，紧急排放阀（BDV）及通风阀（VV）应全关。采用高中压缸联合启动时，由CV和ICV同时控制升速、并网和升负荷。高中压缸联合启动方式的选择仅限在汽轮机启动之前进行，汽轮机启动之后不能进行切换操作。启动方式、条件及时间见表2-3。 3、启动参数 启动参数见表2-4。66 4、汽轮机THA工况和VWO工况下各级抽汽参数汽轮机THA工况和VWO工况

5、下各级抽汽参数见表2-5和表2-6。 675、汽轮机运行参数 汽轮机运行参数见表2-7。 6、保证和限制 （1）热耗率保证值68本机组THA工况的保证热耗率不高于7585kJ/kW·h。 净热耗率计算公式如下：q=M1(H1hf)+M2(H3H2)+Mis(hfhis)+Mir(H2hir)/(PGPEXC) M1 M2 qMis Mir H1 H2 H3 his hfhir PG PEXC主蒸汽流量 净热耗 kg/h kg/h kJ/kW·h kg/h kg/h kJ/kg kJ/kg kJ/kg kJ/kg kJ/kg kJ/kg kW kW低温再热蒸汽流量 过热器的喷

6、水量 再热器的喷水量 高压缸排汽焓 过热器喷水焓 最终给水焓 再热器喷水焓 主汽门入口主蒸汽焓中压主汽门入口的蒸汽焓发电机终端输出功率采用静态励磁时发电机端供应励磁变压器的功率计算保证热耗率的条件还有： 给水泵汽轮机效率81%； 给水泵效率83%； 再热系统压降10%； 1、2、3段抽汽压损3%，其它各段抽汽压损5%；热耗试验标准采用ASME PTC6-1996。试验结果与保证值的比较采用“网点法”。 （2）本机组在高压加热器全部停运时，除进汽量外，其它条件同T-MCR工况时保证能输出额定负荷。在可能的不正常环境条件下或凝汽器冷却水系统发生故障（例如水温升高、单循泵或凝汽器半边运行等），背压高

7、到0.0186MPa(a)时，机组能安全稳定运行，时间不受限制。在MCR流量下，背压0.0186MPa(a)，计算负荷为580MW可以连续运行。（3）本机组能承受下列可能出现的运行工况：汽轮机轴系能承受发电机及母线突然发生两相、三相短路、线路单相短路快速重合闸、非同期合闸时所产生的扭矩。机组甩去外部负荷时在额定转速下空转（即不带厂用电）持续运行的时间不小于15分钟。 69冷态启动汽轮机并网前能在额定转速下空转运行，其允许持续运行的时间，至少能满足汽轮机启动后进行汽轮机及发电机试验的需要，一般不低于24小时。汽轮机能在低压缸排汽温度不高于80下长期安全运行。高压缸排汽温度最高允许运行值不大于45

8、0；低压缸排汽温度最高允许运行值不大于121。（4）本机组不允许运行或不允许长期连续运行的异常工况： 报警背压19.7kPa(a)，汽机跳闸背压25.3kPa(a)。当主汽门、调节汽阀、中压联合汽门突然脱扣关闭，发电机仍与电网并列时，发电机处于电动机运行状态，发电机作为电动机运行时汽轮机的允许运行时间不小于1分钟，即倒拖时间限制在1分钟内。本机组能安全连续地在48.550.5Hz频率范围内运行，当频率偏差超过此值时，允许时间规定见表2-8。 汽轮发电机组在所有稳定运行工况下（转速为额定值）运行时，在轴承座上测得的双振幅振动值，无论是垂直、横向均不大于0.025mm，在任何轴颈上所测得的垂直、横

9、向双振幅相对振动值不大于0.076mm。各转子及轴系在通过临界转速时各轴承座双振幅振动值不大于0.08mm，各轴颈双振幅相对振动值不大于0.15mm。允许的蒸汽参数变化范围本机组从VWO工况到最小负荷，能与锅炉协调运行，且能满足汽轮机启动方式的要求。汽轮机低压缸不喷水的最低运行负荷值为30%THA。本机组允许主蒸汽及再热蒸汽参数在下表范围内运行。70表中：P0额定主汽门前压力 ， P1额定冷再热蒸汽压力， MPa(a) MPa(a)t额定主汽门前、再热汽阀前温度，主蒸汽和再热蒸汽管道均采用双-单-双连接方式。机组正常运行时二根管道中的蒸汽温度偏差不超过11时，能连续运行；在例外情况下，任意4小

10、时50%THA 40%THA8、机组的允许负荷变化率为： （1）在50%100%THA负荷范围（2）在30%50%THA负荷范围（3）30%THA负荷以下 （4）允许负荷阶跃 9、机组运行方式：复合运行。负荷性质：主要承担基本负荷，并具有调峰能力。 10、汽轮机寿命管理本汽轮机的设计寿命（不包括易损件）与锅炉以及其它设备的寿命一致，设计寿命不少于30年。在保证使用寿命期内，能在额定负荷和1.05倍额定电压下运行时，承受出线端任何形式的突然短路而不发生导致立即停机的有害变形，而且还能承受非同期误并列的冲击在寿命期内能承受下列工况，总的寿命消耗不超过75%，疲劳寿命消耗不超过总寿命的 7175%：

11、（1）冷态启动（停机超过72小时，汽缸金属温度约低于该测点满负荷值的40%）200次。（2）温态启动（停机在10至72小时之间，汽缸金属温度约在该测点满负荷值的40%至80%之间）1200次。（3）热态启动（停机不到10小时，汽缸金属温度约高于该测点满负荷值的80%）4500次。（4）极热态启动（机组脱扣后1小时以 1、汽机房布置汽机房分三层，其中底层标高0.00m，中间层标高6.9m和6.4m，运转层标高 13.70m。 汽机房底层布置有凝汽器，凝汽器抽管方向朝A排柱。低背压凝汽器靠汽机侧，高背72压凝汽器靠发电机侧。凝汽器前水室侧设-4.50m的坑，布置循环水进、出水管道，在汽动给水泵基础

12、-4.20m坑内布置两台凝汽器之间的联通管。胶球回收网水平布置在循环水排水管上。胶球清洗泵及装球室布置在坑附近的零米层。发电机端靠B排柱布置两台立式筒形凝结水泵，为防止凝结水泵汽蚀，布置在-4.2m的坑内。开式、闭式循环冷却水泵、闭式循环冷却水热交换器、发电机密封油装置、定子冷却水装置、机械真空泵及400V厂用配电装置等也布置在发电机端。汽机机头端布置有主油箱及润滑油冷却器、润滑油净化装置及凝结水精处理装置。两个背包式疏水扩容器分别布置在凝汽器外侧。汽机房中间层布置有发电机封闭母线、6kV配电装置、轴封冷却器及轴封风机、抗燃油装置、高压旁路装置、轴封系统阀门站、主蒸汽、再热蒸汽等管道。7、8号

13、低压加热器在凝汽器喉部。除发电机出线一档标高为6.40m，其余各处的中间层标高均为6.90m。汽机房运转层为大平台结构，每台机组配置的两台汽动给水泵头对头纵向布置在靠近 B排柱侧。其驱动给水泵汽轮机的油箱、冷油器卧式布置在该层的机头处，使运行、维护检修方便，采光通风条件好。小汽机排汽口向下，排汽至主机凝汽器。汽轮机低压旁路装置、发电机励磁整流柜布置在靠A排柱侧。为检修凝结水泵和汽轮机主油箱上的主油泵及冷油器，在其上方6.9m及13.7m均设有带活动格栅的检修孔，同时为满足汽机房通风要求，在汽轮机大平台靠A排柱边B排柱各柱间设置了大面积的格栅；在大机与小机间也有通风格栅。在910号柱之间至零米的

14、检修起吊孔，可满足汽轮机翻缸及大件运输起吊要求。设备检修均利用该层大平台。2、除氧间布置除氧间底层布置电动给水泵组及冷油器、汽机给水泵的前置泵、除氧器再循环泵及凝结水输送泵等，靠近B排柱侧留有运行和维护通道。中间层标高为6.9m，该层布置5号和6号低压加热器。1、2、3号高压加热器布置在除氧框架13.7m层上。除氧器及水箱、闭式循环冷却水膨胀水箱布置在26m层，露天布置。在1、2号柱之间和10、11号柱之间靠C排柱分别设有主厂房的主楼梯，可从0m通至除氧间及煤仓间的各层。3、检修场地汽轮机运转层采用大平台布置，作为汽轮机、发电机，汽动给水泵及其汽轮机辅助设备的检修场地，包括0m检修场地每台机组

15、检修面积约1350m2，可满足机组检修的要求。电动给水泵、汽动给水泵前置泵、开闭式冷却水泵、送风机、吸风机及一次风机等主要辅机均在其附近设有检修场地，可满足设备的检修要求。 七、东汽600MW超临界汽轮机主要数据汇总东汽600MW超临界汽轮机主要数据汇总见表2-21。7374 7576 注：距汽轮机、主汽门、中联门等设备外壳表面1.0m、高1.2m处的最大噪音值不大于85dB(A)。 第二节 汽缸及滑销系统 东汽600MW超临界汽轮机的汽缸采用高、中压缸合缸的结构。因为机组进汽参数高，为减小汽缸应力，增加机组启停及变负荷的灵活性，高中压汽缸设计为双层缸结构。由于低压排汽容积流量很大，要求较大的

16、排汽面积，因此配置两个低压缸，且每个低压汽缸采用了流量等分、几何形状相同的双分流结构，即每个低压汽缸有两个排汽口。这样，既可增大排汽面积避免采用过长的末级叶片，又可减少机组的轴向推力，缩短轴向长度。一、汽缸的结构特点 77600MW超临界机组的高中压缸和低压缸由于工作条件的差异，具有不同的结构特点，现分别介绍如下：1、高、中压汽缸高、中压汽缸采用合缸结构，通流部分为反向布置，它由高、中压外缸、高压内缸和中压内缸组成，形成双层汽缸结构。高、中压外缸和内缸缸体都是合金钢铸件，各沿水平中分面分为上汽缸和下汽缸，上、下汽缸之间用法兰螺栓紧固，以便于机组的安装及检修。 高压部分有1个冲动式的调节级，7个

17、冲动式高压级，共8级；中压部分有6个冲动式中压级，为汽轮机的914级。高中压汽缸通流部分的压力级为反向布置，即高压汽缸中的压力级与中压汽缸中的压力级的蒸汽流动方向相反。由锅炉来的新蒸汽通过主蒸汽管从下部进入布置于汽轮机两侧的两个高压主汽阀，由每侧的各两个调节阀流出，经过四根高压导汽管进入高压汽轮机（上半缸两根、下半缸两根）。进入高压汽轮机的蒸汽通过调节级和高压级后，由外缸下部两侧排出，进入再热器。再热后的蒸汽通过中压缸两侧的两个再热主汽阀和四个中压调节阀，由每侧的两个中压调节阀流出，经过四根中压导汽管由高、中压缸中部进人中压缸 （上半缸两根、下半缸两根）。进人中压缸的蒸汽经过中压级后，从中压缸

18、上部排汽口排出，经中、低压连通管，分别从1号、2号低压缸中部进入两个低压缸。汽缸的结构形式和支承方式的设计充分考虑受热状况改变时，汽缸可以自由、对称地收缩和膨胀，并且保持其中心线不变，把可能发生的变形降到最低限度。内缸支承在外缸水平中分面处，并由上部和下部的定位销导向，使内缸与外缸同心，并可根据温度的变化自由收缩和膨胀。高压缸的四个喷嘴室由合金钢分别铸成，采用中心线定位，支承在内缸中。内缸在内壁设有滑键，决定喷嘴室的横向位置，以保证喷嘴室中心线在内缸中的相对位置，并能沿周向收缩或膨胀。主蒸汽导汽管与喷嘴室之间通过弹性密封环滑动连接，可以补偿温度引起的膨胀差。导汽管与外缸通过杯形弹性套管连接，检

19、修解体拆卸外缸上半或内缸下半时，应采用顶起螺钉将外缸上半及内缸下半垂直抬高，直到导汽管与喷嘴室完全脱离，然后按常规方法用吊车垂直吊起，尽量保持进汽密封环不被碰磨；当汽缸回装时，要保证喷嘴室进汽口与导汽管的密封环同心。中压进汽没有喷嘴室，其导管直接插人中压内缸的进汽部分，由密封环进行密封。高压内缸和中压内缸沿轴向各由两部分组成：高压内缸的进汽段水平法兰在进汽管中心线所在的剖面处有猫爪，支承在外缸水平法兰的凸台上，上、下半缸外壁两端纵剖面处有纵销，使其与外缸同心；高压内缸的中、后部，通过其外壁的凹槽嵌装在进汽段的凸环上，确定其轴向位置，并由水平挂耳确定其水平位置，高压各级的隔板嵌装在其内壁；中压内

20、缸进汽段，通过其外壁的凹槽嵌装在外缸内壁的凸台上，其外壁上下有纵销定位；中压内缸的后段，通过其外壁的凹槽嵌装在内缸进汽段的内壁。高、中压汽缸的上、下半缸水平法兰用大型双头螺栓或定位双头螺栓连接。为使每个螺栓中保持准确的应力，在连接时必须对它们进行初始拧紧，获得一定的预应力。汽缸精加工完成后，按照标准的程序并且中分面不涂密封油进行水压试验，保证汽缸不漏，当电78厂装配汽轮机正式扣缸时，中分面需要涂性能较好的密封油膏。2、低压汽缸第一章指出，高参数、大功率凝汽式汽轮机的低压汽缸，由于蒸汽容积流量相当大，因而低压汽缸结构尺寸大，是汽轮机中最庞大的部件。它的结构设计水平对汽轮机的经济性及运行可靠性关系

21、颇大。因运行中汽缸 在低负荷或空载情况下（特别是在甩负荷之后），由于没有足够的蒸汽量将低压汽缸 低压外缸还包括两端的轴承座，1号低压缸前端的轴承座内放置它本身的支持轴承和高中压缸后轴承。低压隔板通过定位销和垫片支承在隔板套或内缸内壁，并对准。内缸通过水平中心线下的猫爪支承在外缸上，用定位销和垫片来对准，定位销置于垂直中心线上的底部，内、外缸之间的垫片置于水平中分面和中低压连通管接口剖面附近。 二、中、低压连通管中、低压连通管是把中压汽缸的排汽送到低压汽缸内。中、低压连通管采用架空布置，它由中压汽缸排汽端顶部的排汽口连接到两个低压上汽缸中部的进汽口，是整个汽轮发电机组的最高点。应用于600MW超

22、临界机组上的一种中、低压连通管如图2-1所示。连通管是由钢板焊成的薄壁圆管，由虾腰管和平衡补偿管两段组成，现场安装时组焊为整体。虾腰管接中压缸排汽口，平衡补偿管中部有两个向下的管口，接低压缸进汽管，均采用刚性法兰连接，具有很好的密封性和制造工艺性。为了使汽流在导管内流动时压损最小，在连通管每个斜接的弯管中部均装有用多个导叶组成的导流叶栅环，以减小汽流的局部阻力，使其平稳地改变方向，顺利地从中压汽缸流向低压汽缸。为了吸收管道产生的轴向热膨胀，在连通管上装有两组压力平衡式波纹鼓膨胀节，按 79必须吸收的热膨胀量来确定膨胀节的波纹数量。采用连杆装置将滑动波纹节同一个反方向的波纹节（平衡端）连接在一起

23、，以平衡压力产生的轴向推力，由膨胀节吸收轴向位移。为了达到较高的可靠性，波纹节由600MW超临界汽轮机中、低压连爱管 三、大气阀大气阀装于汽轮机各低压缸两端的汽缸盖上，其用途是当低压缸排汽室大气阀 1-承压板；2-压环；3-螺钉；4-螺钉； 5薄膜环；6-环形垫片；7-阀盖7固定，见图2-2的A-A视图。 承压板承受来自外部的大气压力，由阀盖80当低压缸排汽压力超过设计的最大安全值时，大气阀的承压板1即被推向外侧，使铅制薄膜环5在压环外缘和阀盖内缘之间被剪断。铅制薄膜环断裂，蒸汽沿汽缸向上喷出，使低压缸内的压力降低。阀盖7可防止铅制薄膜环、承压板和压环飞出伤人和损坏设备。外径处的罩板引导汽流向

24、上喷出。铅制薄膜环5与一个自动跳闸机构相连接。当排汽压力升高到预定值时，自动跳闸机构使汽轮机停机。铅制薄膜环5断裂压力为0.0343MPa（g）。 四、低压缸喷水系统低压缸喷水系统向双流低压缸两端排汽室喷水环的喷嘴提供凝结水，此凝结水能使离开汽轮机末级叶片的蒸汽，在进入低压缸排汽室时降低温度。通常，低压缸排汽室中的蒸汽是湿蒸汽，其温度是相应于出口压力下的饱和温度。然而，在小流量情况下，低压缸末几级长叶片做负功引起鼓风加热，使得排汽温度迅速升高。这种不能接受的排汽温度，经常发生在低于10额定负荷的小流量工况下，特别是在额定转速下的空负荷状态时。排汽温度的高低取决于通过叶片的蒸汽流量、凝汽器真空和

25、再热温度等参数。机组出现高的排汽温度，必须尽量避免，以减少转子与静子部件之间由于热变形或胀差而产生碰擦的可能性。这样的碰擦在一定转速以上会发生严重危害，并导致强迫或长期停机。甚至降至盘车转速时，已经存在的热变形和胀差所造成的摩擦，使得金属脱落或削弱转动部件，如铆钉、围带等，最终将引起部件的损坏。在低负荷或空载情况下，如果排汽温度超过80，则必须通过增加负荷或改善真空逐步地降低排汽缸的温度。排汽缸排汽温度最高不允许超过121，如果达到这一温度，则应停机并排除故障。 五、滑销系统第一章已指出，滑销系统一般由立销、纵销、横销、角销等组成。基础台板上横销中心线与纵销中心线的交点是机组的绝对死点。绝对死

26、点相对于运转层基础是不动的。汽轮机的绝对死点一般都设置在低压缸，使机组向前轴承座端膨胀。这样设置的目的是由于低压缸和凝汽器直接连接，低压缸又是最重的，且凝汽器也庞大笨重，它们一起移动很困难，如果强行使机组从高压缸向低汽缸方向膨胀，若低压缸位移较大，势必造成巨大的连接应力。同时，很可能会因膨胀受阻而导致机组振动。为保证滑销系统长期运行灵活，东汽600MW机组的滑销系统采用自润滑块结构。东汽600MW机组采用3死点结构，高压缸一个死个，位于2号轴承座，低压A缸、B缸各有一个死点，分别位于各自的中心附近。高、中压汽缸由四只“猫爪”支托，“猫爪”搭在轴承箱上，“猫爪”与轴承箱之间通过键（猫爪横销）配合

27、，“猫爪”在键上可以自由滑动，保持汽缸与轴承座的轴向相对位置。 81第三节 喷嘴组、隔板和隔板套 汽轮机的第一级喷嘴叶栅通常是由若干个喷嘴组成喷嘴弧段（喷嘴组）后，再固定在单独铸造的喷嘴室的出口圆弧形槽道中。从汽轮机的第二级开始以后的各级喷嘴叶栅则固定在隔板上，而隔板可直接固定在汽缸上，也可固定在隔板套上，但多半是固定在隔板套上，隔板套再固定在汽缸上。 一、喷嘴组现代大型汽轮机第一级的喷嘴叶栅分成若干个弧段，流过每个弧段的蒸汽量由各自的调节汽门进行控制。根据负荷的大小，主汽阀保持全开，开启或关闭调节汽门来改变主蒸汽流量，改变机组的功率以适应外界负荷。600MW超临界机组喷嘴组采用紧凑设计，各喷

28、嘴组通过电火花加工形成一个整体的蒸汽通道，分别焊接在喷嘴室上。喷嘴采用先进的子午面收缩型线汽道，以降低二次流损失。二、隔板和隔板套隔板的作用是把汽缸的转子一、概述转子是汽轮机转动部分的总称，按主轴与其他部件间组合方式，转子可分为套装转子、82整锻转子、焊接转子和组合转子四大类。至于一台机组采用何种类型转子，要由转子所处的温度条件及各国的锻冶技术来确定。东汽引进日立的600MW系列机组，其整个轴系由五根转子联接组成。其中汽轮机部分由高中压转子、A低压转子和B低压转子三根转子组成，电机部分由发电机转子和励磁机转子组成，各转子之间由刚性联轴器连接，每根转子支承在各自的两个轴承上。整个轴系转子由推力轴

29、承轴向定位，推力轴承位于中间轴承箱600MW机组轴系简图汽轮机转子材料均由合金钢整体锻件制成，无中心孔，符合ASTM（0.02%）标准的要求。高中压转子材料为CrMoV锻钢，脆性转变温度（FATT）90，为了确保汽轮机转子安全可靠，具有良好的平衡和较高的性能，转子锻件钢坯为真空浇注而成，以去除有害的气体和气眼，并在加工之前进行各种试验确保锻件满足物理及冶金性能要求。转子锻件毛坯经过精心加工形成了由主轴、轮盘、轴颈和联轴器法兰等组成的整体转子，经过加工形成的轮盘设有用来安装动叶片的叶根槽。根据动叶片的载荷及工作条件，叶根槽的型式包括倒T型、菌型、纵树型和叉型等型式。末级动叶片由于载荷大、动应力大

30、，其叶根部分采用承载能力强的叉型叶根型式。 为提高相邻转子之间在连接时的对中精度，轴系各转子之间均采用止口过盈配合方式。A低压转子和B低压转子之间设有调整垫片，用以调整低压转子的轴向位置。B低压转子和发电机转子之间设有盘车齿轮环，与机组的盘车装置一起实现机组的盘车运行状态。汽轮机每根转子在制造厂内加工和装配完毕后，均需进行高速动平衡试验和超速试验。高速动平衡试验在额定转速下进行，而超速试验是在额定转速的115%转速下进行的。高中压转子和A、B低压转子均设置了现场不揭缸做动平衡的装置，并随机提供做动平衡用的专用工具，大大方便了在现场进行的转子动平衡。 二、转子冷却超临界600MW机组在中压第一级

31、叶轮处设置了冷却装置。单向汽流的中压缸要求中压转子在高温、高应力下具有足够高的蠕变强度和同轴蠕变性能，这对于避免转子长时间运行后引起弯曲和变形是非常重要的。这种弯曲和变形会引起机组大的振动。为了满足上述要求，日立公司除了在转子锻件制造中要求提高其强度等级和相关材料性能外，在结构上设置了对中压第一级叶轮的冷却装置。从高压第四级后引出一股相对低温的蒸汽，通过节流，直接引入到中压第一级叶轮处，对中压第一级叶轮进行冷却，以此来提高中压第一级叶轮及轮缘的相对强度等级，延长转子的使用寿命。83三、联轴器联轴器是转子与转子之间的连接部件。汽轮机各转子之间以及汽轮机低压转子与发电机转子之间均要用联轴器把它们连

32、接起来，以传递做功扭矩和轴向推力。联轴器又称为靠背轮或对轮，分为刚性、半挠性和挠性三种。挠性联轴器有较大的挠性，因此被连接的两转子之间允许存在一定的偏心，对振动的传递也不甚敏感。由于这种联轴器一般是通过蛇形弹簧来连接的，结构较为复杂，所传递的扭矩也不能很大，大型机组上一般不采用。半挠性联轴器是在联轴器间装有波形套筒，允许在被连接的两轴之间有少许的偏心，在两联轴器端面不完全平行的情况下仍能顺利地运转，传递扭矩，同时也有一定的隔振作用，如图2-4所示。半挠性联轴器介于刚性联轴器和挠性联轴器两者之间，曾得到过广泛的应用，不过这种联轴器工艺性较差，传递大扭矩时波形套筒壁较厚，挠性降低，大型机组也不采用

33、。 图2-4 半挠性联轴器 1、2-联轴器；3-波形套筒；4、5-螺栓；6-齿轮东汽600MW超临界机组各个转子之间的连接均采用刚性联轴器。刚性联轴器结构简单，轴向尺寸短，工作可靠。因连接刚性强，除可传递较大扭矩外，还可传递轴向力和径向力，大功率汽轮发电机组普遍采用这种联轴器，如图2-5所示。 图2-5 刚性联轴器（a）装配式；（b）对轮与主轴成整体结构1-2-联轴器；3-螺栓；4-盘车齿轮 四、转子的临界转速由于转子的材料不可能绝对均匀，安装中也不可避免地要出现偏差，这样转子的回转中心和它的质量中心之间总有一定的偏差，因此它在运转时总有一定的振动。同时，转子84像任何物体一样，有它的自振频率

34、，在汽轮机升速过程中，当转速升到某一数值正好与转子的某一自振频率合拍后，便产生共振，此时汽轮发电机组的转子将产生较强烈的振动。随着转速的升高而离开此转速后，转子的振幅随即明显地减小。当汽轮机的转速继续升高时，可能在另一较高的转速下产生共振而转子的振动又重新增大，待转速进一步升高后振动又会重新降低。这种与转子自振频率发生共振，使转子产生强烈振动的转速称为转子的临界转速，并随着转速升高的次序，分别称为第一阶、第二阶、第三阶临界转速等。 汽轮发电机组设计的工作转速若低于第一临界转速时，那么机组在启动和运行过程中均不会出现临界转速下振幅增大的现象，这种转子称为刚性转子。若汽轮发电机组的工作转速高于第一

35、临界转速，则这种转子称为挠性转子。若汽轮机在临界转速下长期转动，振动可能逐渐增大，使轴承受到较大的动载荷，引起轴承的损坏。转子的动挠度随着向临界转速靠近而变得越来越大，可能因振动过大，使转子上的轴封和叶片汽封等与静止部分相摩擦和碰撞，使轴封及叶片汽封等发生损坏，甚至可能导致转子弯曲、断裂等重大事故。因此，汽轮机是不允许在临界转速下或者在临界转速附近长时间停留的。运行人员应当确知所操作机组的临界转速值和振动振幅值规定，在启动升速过程中，应当严密监视并迅速通过临界转速。本机组转子轴颈振动规定见表2-12。 为了保证机组安全运行，工作转速与临界转速应拉开一定的距离（安全范围）。设计时可根据理论计算转

36、子的自振频率，从而近似确定转子的临界转速，最后临界转速的精确值要通过试验确定。一般来说，转子临界转速的大小与转子的直径、重量、两端轴承的跨距、支承的刚度等有关。转子直径越大，重量越轻，跨距越小，支承刚度越大，则转子的临界转速值越高，反之则越低。600MW超临界机组在工作时，汽轮机高中压转子、低压转子和发电机转子连在一起，它们组成一个轴系。联成轴系后，各转子会互相影响，互相制约，轴系中各转子的临界转 85速与单独转动时的临界转速不同。原来临界转速低的会高些，原来临界转速高的会低些。由于发电机转子重量大，跨距大，直径小，因而原临界转速较低，它与汽轮机转子连成轴系后，就会使汽轮机转子的临界转速变低一

37、点，而它本身的临界转速相应有所提高。其中第一阶和第二阶低频振动最具有危险性，所以这两阶临界转速处应特别注意。 东汽600MW超临界汽轮发电机组转子临界转速如表2-13所示。 600MW超临界机组转子的第一阶临界转速值都低于其工作转速，故为挠性转子。机组的临界转速值都避开工作转速±15%，故而能确保机组运行安全。临界转速下的振动值，主要取决于转子的动、静不平衡程度和安装时找中心的质量。因此，只要动、静不平衡程度和安装质量都符合要求，机组即使通过临界转速时，其振动一般也不很大。 第五节 叶片 一、叶片的结构和分类叶片按用途可分为动叶片（又称工作叶片，简称叶片）和静叶片（又称喷嘴叶片）两种

38、。动叶片安装在转子叶轮（冲动式汽轮机）或转鼓（反动式汽轮机）上，接受喷嘴叶栅射出的高速汽流，把蒸汽的动能转换成机械能，使转子旋转。静叶片安装在隔板或持环上。在静叶栅中，蒸汽的压力和温度降低，流速增加，将热力势能转换为动能。叶片是汽轮机中数量和种类最多的关键零件，其结构型线、工作状态直接影响能量转换效率，因此其加工精度要求高，它所占加工量约为整个汽轮机加工量的30，可批量生产。叶片的工作条件很复杂，除因高速旋转和汽流作用而承受较高的静应力和动应力外，还因其分别处在过热蒸汽区、两相过渡区（指从过热蒸汽区过渡到湿蒸汽区）和湿蒸汽区段内工作而承受高温、高压、腐蚀和冲蚀作用，因此它的结构、材料和加工、装

39、配质量对汽轮机的安全经济运行有极大的影响。所以在设计、制造叶片时，要考虑到叶片既有足够86的强度和刚度，又有良好的型线，以提高汽轮机的效率。对于在高温区工作的叶片，应考虑材料的蠕变问题；对于在湿蒸汽区工作的叶片，应考虑材料受湿蒸汽冲蚀的问题。任何一只叶片的断裂都有可能造成严重事故。实践表明，汽轮机发生的事故以叶片部分的为最多，所以必须给予足够的重视。叶片一般由叶根、工作部分（或称叶身、叶型部分）、叶顶连接件（围带）或拉筋组成，如图2-6所示。1、叶根部分叶片是通过叶根与叶轮或转鼓相连接的。叶根的作用是将动叶嵌固在叶轮轮缘或转鼓凸缘的沟槽里，在汽流的图2-6 叶片结构 作用力和旋转离心力的作用下

40、，使叶片不致于从沟槽里甩出来。因此要求它与叶轮轮缘或转鼓凸缘的配合部分要有足够的配合精度和强度，而且应力集中要小。所以，叶根与轮缘或叶根与转鼓槽的结构是否适当，对叶片的安全运行起着重要的作用。工作叶片一般用单支承面或多支承面的叶根固定在沟槽中，随着叶片高度和重量的增加，叶根所受的作用力增大，应当相应地增加叶片根部支承面的数目，即要采用不同型式的叶根结构。现代汽轮机常用的叶根结构型式有倒T型、外包倒T型、双倒T型、菌型、叉型、枞树型等（如图2-7所示），其适用范围和装配要求各不相同。（1）图2-7（a）表示T型叶根，此种叶根结构简单，加工装配方便，工作可靠。但由于叶根承载面积小，叶轮轮缘弯曲应力

41、较大，使轮缘有张开的趋势，故常用于受力不大的短叶片，如高压级叶片。（2）图2-7（b）所示为带外包凸肩的单T型叶根，其凸肩能阻止轮缘张开，减小轮缘两侧截面上的应力。叶轮间距小的整锻转子常采用此种叶根。（3）图2-7（c）为菌型叶根结构，这种叶根和轮缘的载荷分布比T型合理，因而其强度较高，但加工复杂，故不如T型叶根应用广泛。 图2-7 叶根结构（a）T型叶根；（b）外包凸肩T型叶根；（c）菌型叶根；（d）外包凸肩双T型叶根；（e）叉型叶根；（f）纵树型叶根 （4）图2-7（d）为带凸肩的双T型叶根，由于增大了叶根的承力面，故可用于叶片较长，离心力加大的情况。一般高度为 87100400mm的中等

42、长度叶片采用此种型式。此种叶根的加工精度要求较高，特别是两层承力面之间的尺寸误差大时，受力不均，叶根强度大幅度下降。上述叶根属周向装配式，这类叶根的装配轮缘槽上开有一个或两个缺口（或称切口），其长度比叶片节距稍大，宽度比叶根宽0.020.05mm，以便将叶片从该缺口依次装人轮缘槽中。装在缺口处的叶片称作封口叶片（又称末叶片），用两根铆钉将其固定在轮缘上。有些厂家再用叶根底部的矩形状隙片或半圆形塞片固定，见图2-8。周向装配式的缺点是：叶片拆换必须通过缺口进行，当个别叶片损坏时，不能单独拆换，要将一部分叶片拆下重装，增加了拆装工作量。（5）图2-8（e）为叉型叶根结构，这种叶根的叉尾直接插入轮缘

43、槽扭曲叶片 图2-8 T型叶根的封口结构级叶片广泛采用。叉型叶根虽加工方便，便于拆换，但装配时比较费工，且轮缘较厚，钻变的，也称为直叶片；变截面叶片的叶型截面面积沿叶高按一定的规律变化，各截面面积不相等；若叶片不同高度各横截面逐渐扭转一定角度，且各截面面积不相等，则称为扭曲叶片，见图2-9所示。当汽道平均直径D和叶片汽道高度L之比较大，即叶片相对比较短，顶部和根部的汽流参数变化不大，可将叶片设计成等截面直叶片。这种叶片的设计方法简便，加工方便，制造成本较低，对级效率的影响也不大。当叶片长到一定的程度时，即DL较小，级的平均直径处的汽流参数与叶顶和叶根处88的汽流参数偏差较大，再采用等截面直叶片

44、损失会大大增加。为了使汽流能在通道中获得良好的流动特性，同时又为了降低叶型截面上的离心应力，使叶片具有足够的强度，就不得不根据叶片沿高度实际的汽流参数，把叶片工作部分的截面形状设计成沿叶高方向变化的变截面叶片或扭曲叶片。3、叶顶部分为了使动叶片之间组成良好的通道，保证汽流沿外缘周界上的良好流动性，降低漏汽损失，提高级的效率，通常叶片的叶顶上都装有围带（复环），将动叶片连成叶片组。成组叶片也提高了叶栅的刚度，降低了叶片中的弯曲应力，改善了其频率特性；在扭曲叶片加装围带后，能限制动叶片外缘部分在蒸汽作用力下发生扭转。随着成组方式的不同，叶顶结构也各不相同（见图2-10）。图2-10（a）所示为整体

45、围带结构型式，围带和叶片实为一个整体部件，叶片装好后顶板互相靠紧即形成一圈围带，围带图2-10 叶片围带结构型式 （a）整体围带；（b）铆接围带之间可以焊接，这种结构称为焊接围带；也可以不焊接。整体围带一般用于短叶片。将35mm厚的扁平钢带，用铆接方法固定在叶片顶部，称为铆接围带见图2-10（b）。采用铆接围带结构的叶顶必须做出与围带上的孔相配合的凸出部分（铆头），以备铆接。考虑到有热膨胀，各成组叶片的围带间，留有约1mm的膨胀间隙。4、拉筋拉筋一般是以612mm的金属丝或金属管穿在叶身的拉筋孔中。拉筋与叶片之间可以是焊接的（焊接拉筋），也可以是不焊接的（松拉筋）。拉筋处在汽流通道中间，将影响

46、级内汽流流动，同时，拉筋孔削弱了叶片的强度，所以在满足振动和强度要求的情况下，有的长叶片可设计成不装拉筋和围带的自由叶片。当叶片不用围带而用拉筋连接成组或为自由叶片时，叶顶通常削薄，以减轻叶片重量并防止运行中与汽缸相碰时损坏叶片。 二、东汽600MW超临界机组叶片设计的特点东汽600MW超临界汽轮机广泛采用当代通流设计领域中最先进的全三元可控涡设计技术，高中压静叶型线采用高效的后加载层流叶型（SCH），动叶采用型损、攻角损失更小的高负荷叶型（HV）；低压静叶采用高负荷静叶型线（CUC），低压动叶采用成熟的40低压积木块。在采用以上通流核心技术的同时，对焓降、动静叶匹配进行优化，在高压缸部分级采

47、用分流叶栅，叶顶采用多齿汽封，即围带采用阶梯式的沉头铆钉，叶顶汽封采用两个高齿和两个低齿，形成迷宫效果以减小叶顶漏汽。末级长叶片采用叉形叶根，其特点是具有相当高的强度以抵抗离心力和蒸汽弯应力。叉形叶根的动叶在长叶片中具有最高的可靠性。 89低压末级及次末级叶片具有必要的抗水蚀和疏水措施，汽轮机设有足够的除湿用的疏水口。低压末级片采用高频淬火强化。第六节 轴承、轴承箱及顶轴装置 汽轮机作为高速旋转机械，其轴承是一个重要组成部件。为了保证汽轮机工作时转子正常旋转，须设置支持轴承和推力轴承。支持轴承用来承受转子的重量、调节级部分进汽引起的不平衡蒸汽作用力和转子不平衡质量的离心力，并确定转子的径向位置

48、，以保证转子的旋转中心和汽缸中心保持一致。推力轴承是用来承受汽轮机运行时，蒸汽作用在转子上的轴向力和发电机传来的轴向力，并确定转子在汽缸中的轴向位置，以保证汽轮机的通流部分轴向动、静间隙在允许范围以内。所以推力轴承是转动部分相对汽缸和轴承座的定位点，又称为汽轮机转子对静子的相对死点。由于汽轮机转子的重量和轴向推力都很大，旋转速度又高，不论支持轴承还是推力轴承都采用以动压液体润滑理论为基础的滑动轴承，借助具有一定压力的润滑油在轴颈与轴瓦之间所形成的油膜而建立起液体润滑。这种轴承承载能力大，使用寿命长，制造容易，可靠性好，可满足汽轮机安全稳定工作的需要。一、支持轴承1、东汽600MW超临界机组支持

49、轴承介绍东汽引进日立的600MW系列机组，其汽轮机部分的轴承共有6个，其中，用来支撑高中压转子的1号、2号轴承为双可倾瓦型式轴承，用来支承A低压转子的3号、4号轴承以及用来支撑B低压转子的5号、6号轴承均为承载性较好的椭圆瓦型式轴承。上述轴承均为球面座式、自动对中、压力油润滑轴承，承载性较好。轴承体由铸钢制成，轴瓦表面浇注一层优质锡基巴氏合金。转子的轴向定位由推力轴承确定，本机组的推力轴承构造简单，体积小，且具有较高的负载能力。表2-14中列出1号6号轴承的基本参数。90（1）支持轴承双可倾瓦型式1号、2号轴承为可顷瓦轴承，可顷瓦轴承有五瓦块和六瓦块两种型式：亚临界600MW机组用五瓦块型式，

50、超临界600MW机组用六瓦块型式。五瓦块轴承有五块钢制可倾瓦块，上半三块、下半二块；六瓦块轴承有六块钢制可倾瓦块，上半三块、下半三块。其轴瓦表面均有巴氏合金层。可倾瓦支承在轴承座上，在运行期间随转子方向自由摆动，以获取适应每一瓦块的最佳油楔。装在轴瓦套上的（螺纹）挂销用间隙配合的形式固定着可倾瓦块，防止它们旋转。为了达到在运行时自动找中的要求，在可倾瓦块外径的轴向设计成半径较大的球面。这种设计使每个可倾瓦块可自动找中，不论在径向还是在轴向，都可以获得最佳位置。 轴承套采用“盖板式”结构，其上半的每一侧有凸出的法兰，其中分面用螺栓固定在基座上。由于轴承套部件是固定在基座上的，因此这种类型的结构允

51、许轴承盖膨胀而与轴承套无关，这样可防止轴承套松动，防止在松配合下工作，或防止轴承有过大的振动。为了调整轴承找中，轴瓦套装有调整垫片。（2）支持轴承上瓦开槽椭圆型3号，4号，5号和6号轴承为椭圆型轴承，这种内孔近似的椭圆形是在加工轴承内孔时把垫片垫于轴承接合面处，先加工一个较大直径内孔，然后抽去垫片，获得椭圆形内孔。椭圆轴承为单侧进油，上瓦开槽结构。巴氏合金结合面采用燕尾槽结构。为了便于进油和排油，在中分面处轴瓦的巴氏合金被切去一部分，这样形成了具有圆形边的且在轴瓦端部向内延伸的油槽。油从轴颈一侧中分面处进入轴承，在对面的接合面处的油槽有一个镗孔以限制油的流量，以便在轴承排油侧建立一个微小油压，

52、并经过这个排油孔把油引入观察孔的腔室里，而大部分油则通过轴瓦端部排出。2、支持轴承工作原理汽轮机支持轴承轴瓦的孔径总是设计得比轴颈的直径稍大一些，当汽轮机转子装人轴瓦后，由于转子的自重，轴颈的中心总要低于轴瓦的中心。所以，当汽轮机静止时，轴颈直接与轴瓦内表面下部接触，在轴瓦和轴颈两者之间形成了一个楔形间隙。当连续向轴承供给一定压力和温度的润滑油时，由于润滑油有粘性，轴颈一旦旋转起来，黏附在轴颈上的油层便随着转轴一起旋转，并带动各层油转动，被带人楔形间隙。润滑油被带到轴颈与轴瓦之间的楔形间隙中，从楔形间隙的宽口流向窄口，使润滑油积聚在狭小的间隙中而产生较高的油压。随着转速的升高，被带入的油量也相

53、应的增多，油楔中的压力不断升高，当油压升高到足以平衡转子对该轴瓦的作用力时，轴颈便被油膜托起，此时轴颈和轴瓦完全由油膜隔开，从而避免了轴颈和轴瓦之间的干摩擦现象，并能靠润滑油不断的带走液体摩擦中所产生的热量，使轴承能安全稳定地工作。在油膜压力升高的同时，轴颈中心沿旋转方向移动，在不同的转速下，轴颈中心的平91衡位置不同，转速达3000rrain后，稳定在一个确定的位置。其工作原理图见下图2-11。 图2-11 支持轴承工作原理（a）轴心运动轨迹及油楔中的压力分布（周向）；（b）油楔中的压力分布（轴向）；（c）、（d）不同转速下轴颈与轴瓦相对位置l一轴承的长度；d-轴颈的直径转子轴颈在轴瓦中稳定

54、运行时，转子中心在平衡位置O1处（如图2-12所示），轴颈只绕点Ol旋转，此时，油膜的支持力p0与轴颈的载荷mg相平衡如（a）图所示。但是，当油膜压力的合力大于轴颈的载荷时，轴颈被油膜作用力推动向上浮起，其中心可能超过轴承的水平中分面，使轴颈中心产生局期性的弓形涡动，称为轴承失稳。转子受到某种外界力的干扰，例如周围的振动源、进油粘度或油压突然波动等，使轴颈偏离平衡位置，其中心¢，此时，油膜的支持力p0与轴颈载荷p0。不在一条线上，而是偏转了一定由Ol转移至O1的角度，这样转子将在它们两者的合力作用下，绕轴瓦油膜自激震荡图（a）平衡状态；（b）受扰状态；（c）受扰状态的作用力涡动时，轴

55、颈中心的涡动角速度接近或等于转子绕自身中心旋转的角速度的一半，因此又称此涡动为半速涡动。当转子的工作转速接近或等于转子的某一阶临界转速的两倍时，92油膜涡动频率与该自振频率合拍，涡动被共振放大，振幅增大，转轴产生剧烈跳动，这种现象被称为油膜振荡。由此可见，轴承失稳是产生油膜振荡的前提条件，而涡动频率与转子自振频率合拍是诱发油膜振荡的主要因素。只有这两个条件同时存在时，轴承油膜振荡才能形成。因此只有当转子的工作转速高于转子的临界转速的两倍时，在升速过程中才有可能发生油膜振荡。 一般大容量机组发电机转子的临界转速较低，其额定转速往往大于一阶临界转速的两倍以上，因此油膜振荡只可能发生在机组发电机的轴

56、承。轴承油膜振荡引起的转子振动有以下三个特点：（1）轴承发生油膜振荡前，转子振动中含有频率约等于转速一半的谐波，在发生油膜振荡后，其主振频率等于转子的一阶自振频率，而与转速无关。（2）振动具有突发性，当转子转速接近其临界转速的两倍时，突然出现强烈共振。（3）一旦出现油膜振荡，在较宽的转速范围内，振幅维持不变，即油膜振荡不消失，在一定的范围内提高或降低转速，振幅不降低，只有转速下降较多时，振幅才突然降至正常值，这是与不平衡离心力引起的共振明显不同之点。防止和消除油膜振荡的发生，主要从改变油膜压力入手，防止轴承失稳。其具体方法包括：改进转子的设计，尽量提高转子的一阶临界转速；改进轴承的型式；改变轴瓦和轴颈配合的径向间隙、比压（轴承载荷轴承长度×轴颈直径）、长径比（轴承长度轴承内径）和润滑油粘度等，使失稳转速尽量提高。目前，防止油膜振荡的最佳途径是采用多油楔可倾瓦轴承和椭圆轴承。运行中出现某种意外原因，造成润滑油量不足或中断，将会出