600MW超临界反动式一次中间再热凝汽式汽轮机设计说明书

1、一、引言（一）、汽轮机简介 汽轮机是以蒸汽为的旋转式热能动力机械，与其他原动机相比，它具有单机功率大、效率、运行平稳和使用寿命长等优点。汽轮机的主要用途是作为发电用的原动机。在使用化石燃料的现代常规火力发电厂、核电站及地热发电站中，都采用汽轮机为动力的汽轮发电机组。汽轮机的排汽或中间抽汽还可用来满足生产和生活上的供热需要。在生产过程中有余能、余热的工厂企业中，还可以应用各种类不同品位的热能得以合理有效地利用。由于汽轮机能设计为变速运行，所以还可用它直接驱动各种从动机械，如泵、风机、高炉风机、压气机和船舶的螺旋桨等。因此，汽轮机在国民经济中起着极其重要的作用。（二）、600MW汽轮机课程设计的意

2、义电力生产量是衡量一个国家经济发展水平的重要标志之一。电力工业为国民经济各个领域和部门提供电能，它的发展直接影响着国民经济的发展速度，因此，必须超前发展。装机容量从1949年占世界第25位，到如今的世界前列。电力事业发展的宏伟目标，要求汽轮机在容量和效率方面都要上一个新的台阶，在今后的一段时间内，我国火电的主力机组将是300MW600MW亚临界机组，同时要发展超临界机组。（三）、汽轮机课程设计要求：1）汽轮机为基本负荷兼调峰运行2）汽轮机型式：反动、一次中间再热、凝汽式（四）、设计原则根据以上设计要求，按给定的设计条件，选取有关参数，确定汽轮机通流部分尺寸，力求获得较高的汽轮机效率。汽轮机总体

3、设计原则为在保证机组安全可靠的前提下，尽可能提高汽轮机的效率，降低能耗，提高机组经济性，即保证安全经济性。承担基本负荷兼调峰的汽轮机，其运行工况稳定，年利用率高。二、热力设计（一）设计参数的确定根据设计任务中给定的已知参数，汽轮机热力设计基本参数的选取如下：蒸汽参数汽轮机进汽额定压力P0 汽轮机额定温度T0: 566汽轮机排气压力Pc汽轮机的转速根据课程设计任务书，本次设计汽轮机转速为3000rpm。给水温度与回热级数给水回热的经济性主要取决于给水的最终温度和回热级数，给水温度越高、回热级数越多，循环热效率也越高。当加热级数一定时，给水温度有一最佳值，加热级数越多，最佳给水温度越高。给水温度为

4、275左右。共8级回热，3个高温加热器、1个除氧器、4个低温加热器。再热压力、温度对于中间再热机组，再热温度是指蒸汽经中间再热器后汽轮机中压缸阀门前的温度。为充分利用材料潜力，一般都把再热温度取成与新汽温度相等或稍高一些。本例中取中间再热蒸汽额定温度 =566。在的条件下，最有利的中间再热压力约是新汽压力的16%26%。再热压力损失为再热前压力的（812）%,本设计取10中间再热蒸汽压力Pr=P0再热压力损失=0.4356MpaPr=Pr*90%=汽轮机的额定功率与经济功率由于本设计中的汽轮机是高参数、大容量适用于担负基本负荷的机组，故汽轮机经常在额定功率和接近额定功率下运行，因此，可选择确定

5、汽轮机额定功率与汽轮机的经济功率相等，即：P=600MW。表1 汽轮机机组热力设计基本参数的选取项目选取参数机组型号机组型式超临界一次中间再热多级反动式汽轮机新汽压力pa新汽温度566排汽压力pa额定功率600MW额定转速3000rpm给水温度275回热级数8级回热，3个高温加热器、1个除氧器、4个低温加热器再热压力pa再热压力损失 0.4356Mpa再热温度566（二）回热系统的拟定及相关参数的选择确定1、回热系统的拟定高、低压加热器个数的确定给水回热的经济性主要取决于给水的最终温度和回热级数，给水温度越高、回热级数越多，循环热效率也越高。当加热级数一定时，给水温度有一最佳值，加热级数越多，

6、最佳给水温度越高。当给水温度一定时，随着回热级数Z的增加，附加冷源热损失将减小，汽轮机内效率相应增高。以做功能力法分析，有限级数的回热加热，在回热加热器中必引起有温差的换热，从而产生回热过程的及相应的附加冷源热损失。但随着级数Z的增加，减小，不利于影响减弱。工程上级数Z增加，汽轮机抽汽口与回热加热器增加会使投资增加，从技术经济角度考虑经济性提高与投资增加间的合理性，本设计选取：回热系统有8级非调整抽汽，分别供给3台高压加热器、1 台除氧器和4台低压加热器。2）关键点参数的确定:凝汽器出口压力和温度较大容量汽轮机的排汽管都设计为具有一定的扩压能力，使排汽的余速动能最大限度地转化为压力能，用以补偿

7、蒸汽在其中的压力损失。良好情况下，可使排汽压力与凝汽器出口压力接近相等。由于本机组为600MW机组，蒸汽流量大，所以本机组的排汽设计为四排汽。凝汽器设计为双壳体，双背压、单流程，可在机组最大出力工况下长期进行。由凝汽器出口压力查饱和蒸汽热力性质表可得：当5MPa时，。 给水温度的确定给水温度与进入汽轮机的参数和高压加热器的个数有关，由设计任务书的要求，汽轮机进汽压力为MPa，参考同类型机组得：给水温度为275。除氧器出口工作压力和温度的确定由于本机组设计为中间再热机组，一般采用高压式除氧器，设计工况下，对该汽轮机取为MPa，由此查饱和水和饱和水蒸汽热力性质表，可求得： tcy=18。3）加热器

8、各级焓升分配 理论计算指出，给水在各加热器之间的焓增按等焓升分配原则，可得到最佳的经济效益。但计算表时，当在10%20%的范围内偏离等焓分配原则时，对循环执效率的影响很小，对具有中间再热的回热系统，为减小再热使抽汽焓值升高的影响，应对给水的等焓分配原则做适当的修正，即由再热器冷段供汽的那个加热器的给水焓升约是前一级加热器给水焓升的1.51.8倍，这样不致因再热使蒸汽焓值提高而导致抽汽量下降，其余各级加热器仍按等焓升原则。通过理论计算和参考其他同类型机组，确定加热器各级焓升如所示：表2 各加热器各级焓升分配编 号 GJ1 GJ2 GJ3 CY DJ5 DJ6 DJ7DJ8焓升（KJ/kg） 2.

9、 汽轮机进汽量的初步估算、各回热抽汽量的初步确定对一般的凝汽式汽轮机，其进汽量可按下式估算： （T/h） 式中：m考虑回热抽汽使进汽量增大的系数，它与回热级数、给水温度、功率有关，结合一设计机组的相关参数，取m=1.42；考虑轴封漏汽、门杆漏汽所需的新汽量，一般2%D，这里取为1%D；全机理想焓降（kJ/kg）由H-S图上查得各个点的参数，可得（3395.5-2919.05）kJ/kg+（3598.57-3175.3）kJ/kg 汽轮机相对内效率，根据相关指标取为: =90%机械效率，参照国内同类型机组，可取为：=99%发电机效率，参照国内同类型机组，取：=99%解得： h漏汽量的确定:漏汽包

10、括门杆漏汽和轴封漏汽 门杆漏汽估计为总进汽量的2%； 轴封漏汽有两种情况：一种为最后一片轴封孔口处流速未达到临界速度；另一种为出口处以及达到临界速度。可根据相应状态对应的公式计算处漏汽量；总得漏汽量估计为总进汽量得3%；抽汽量用抽汽系数i表示,根据回热系统中的抽汽流量可得各个段得抽汽系数各级抽气份额的确定：根据热平衡的计算：由每段抽出来的蒸汽量放出的热量与给水给过加热器所吸收的热量相等列出热平衡方程，可求得各级相应的抽汽量,并参考同类型机组确定以上汽轮机抽汽参数见表3；汽轮机抽气回热系统图见附图1：表3 汽轮机额定工况抽汽参数回热系统热力计算GJ1温度/C焓值（ kJ/kg）压力Mpa流量(t

11、/h)出口饱和水275进口饱和水245进口抽气出口(饱和水)抽气点（几级后）抽气压力Mpa加热器压力Mpa抽气压损Mpa抽气流量t/h8GJ2温度/C焓值（ kJ/kg）压力Mpa流量(t/h)出口饱和水245进口饱和水215进口抽气出口（饱和水）进口疏水抽气点（几级后）抽气压力Mpa加热器压力Mpa抽气压损Mpa抽气流量t/h10GJ3温度/C焓值（ kJ/kg）压力Mpa流量(t/h)出口饱和水215进口饱和水185进口抽气出口（饱和水）进口疏水抽气点（几级后）抽气压力Mpa加热器压力Mpa抽气压损Mpa抽气流量t/h13CY温度/C焓值（ kJ/kg）压力Mpa流量(t/h)出口饱和水进

12、口饱和水155进口抽气进口疏水抽气点（几级后）抽气压力Mpa加热器压力Mpa抽气压损Mpa抽气流量t/h16DJ5温度/C焓值（ kJ/kg）压力Mpa流量(t/h)出口饱和水155进口饱和水129进口抽气出口（饱和水）抽气点（几级后）抽气压力Mpa加热器压力Mpa抽气压损Mpa抽气流量t/h18/25/32/39DJ6温度/C焓值（ kJ/kg）压力Mpa流量(t/h)出口饱和水129进口饱和水103进口抽气出口（饱和水）进口疏水抽气点（几级后）抽气压力Mpa加热器压力Mpa抽气压损Mpa抽气流量t/h20/27/33/40DJ7温度/C焓值（ kJ/kg）压力Mpa流量(t/h)出口饱和水

13、103进口饱和水77进口抽气出口（饱和水）进口疏水抽气点（几级后）抽气压力Mpa加热器压力Mpa抽气压损Mpa抽气流量t/h21/28/35/42DJ8温度/C焓值（ kJ/kg）压力Mpa流量(t/h)出口饱和水77进口饱和水54进口抽气出口（饱和水）进口疏水抽气点（几级后）抽气压力Mpa加热器压力Mpa抽气压损Mpa抽气流量t/h22/29/36/433、全机热力过程线拟定具有中间再热的凝汽式汽轮机，可以看作由两部分组成，即蒸汽初始状态到再热器前的高压部分和再热器后到排汽压力的中、低压部分，如附图2所示：热力过程线拟定过程中相应参数的估定：首先选取高、中、低压缸各缸相对内效率为：=88%，

14、=91%，=89%。1）图中线1-2表示高压缸进汽机构中的节流过程，其节流损失为： =5%=1.21MPa；线2-3表示高压部分膨胀过程，由于在高压过热区，各级效率变化不大，所以可近似以直线表示，线3-4表示中间再热器及再热冷热管道中的热力过程，此过程产生的焓降不能在汽轮机内部做功，形成了再热损失，其值取为：=10%Pr=0.076MPa;于是中压缸进汽压力为：= Pr-= 3.73MPa;线45表示蒸汽进入中压缸时，其中压主汽阀和调节汽阀的压力损失为：=2% Pr=0.0846MPa(因为中压缸的调节汽阀只在低负荷时才动作，平时则处于全开状态，故节流损失较小，所以取为2% Pr。)4）汽轮机

15、蒸汽的近似膨胀过程曲线（全机热力过程线）见图2。（三）调节级的热力设计调节级的型式及焓降1）调节级的选型调节级有单列和双列之分，这取决于经济功率下调节级理想焓降的大小。由于本设计机组属高参数、大容量类，并在是电网中承担基本负荷的汽轮机，要求有尽量好的经济性，这种汽轮机的进汽量或容积流量很大，经由前轴填充的漏汽量通常不超过总进汽量的1%，且前几个压力级的叶片容易设计成具有较大的高度，在这种情况下，采用单列调节级是合理的。国产中间再热机组的调节级均为单列，设计工况下的理想焓降也都不超过100kJ/kg,虽然机组的结构有所复杂，成本有所提高，但由于经济性提高了，它的全面技术经济指标还是比较合理的。2

16、）调节级焓降的选择目前，国产大功率汽轮机调节级（单列）的理想热降约为：70100 kJ/kg，据此，本设计中采用单列调节级，经济功率下的调节级理想焓降取为：85 kJ/kg。参照课程设计指导书表3-5 国产机组单列调节级的主要参数，并做适当修正改进得本设计的相关主要参数如表4所示。表4 调节级主要参数的选取机组功率（MW）600喷嘴高度（mm）48动叶高度（mm）50Sin10.2079 1取为12Sin20.4067 2 取为24面积比1600喷嘴叶型TC-1A动叶叶型TP-1A理想热降88.6（级效率为=0.75）速比、平均直径先取适当的速度比值，以保证调节级的效率。由于调节级都为部分进汽

17、，所以其最佳速度比要比全周进汽的小，一般在额定工况下，单列级0.45，或者更小。本设计中取小值，即：=0.4。平均直径：调节级的平均直径选取范围为：对于高压及超高压以上机组（整体转子），=9001100mm，这时因为整体转子的能段走私受到限制，目前国内一般不能大于1100mm，对于单列调节级为了使调节级的焓降较大可取直径的上限值。由于一个级的焓降、速比、平均直径三者中只有两个是独立变量，故：平均直径由公式计算： 变换得： 反动度由于调节级为部分进汽，其反动度要比全周进汽的级小，故对于单列调节级反动度取为：=0.05。最佳进气度由可见，在其他参数不变的条件下，叶高与部分进汽度e成反比。叶高越小，

18、叶高损失越大，但部分进汽损失越小。部分进汽损失又可分为两种:一种为鼓风损失,另一种为斥汽损失。部分进汽度e越小，则鼓风损失和斥汽损失越大，从而部分抵消了由于叶高增大而提高的效率，为了使调节级获得较高的效率，确定调节级的叶高和部分进汽度时须使与之和为最小。于是：令，其中，叶高损失，部分进汽损失，包括两部分即：，鼓风损失，斥汽损失。因此有： （*）其中： 试验系数，对于单列级=9.9； 与级的类型有关的系数，对单列级=0.1； 喷嘴组数，取为4；与级的类型有关的系数，取=0.012； 为有护套的弧段长度占整个圆周长度的百分数，由于实际情况很少装有护套，故取=0。将（*）式化为纯e的函数，求一阶导数

19、，并令其一阶导数等于零，可求得函数的最小值，即为最佳部分进汽度，从而得。由以上分析计算可得0.95。叶型的选择当调节级采用单列级时，其工作马赫数大多在亚音速范围内，一般选用亚音速叶栅。单列级即使汽流出口速度为超音速，但由于超音速叶栅的变工况特性较差，加工复杂，且亚音速叶栅可利用斜切部分膨胀得到超音速汽流。综全考虑各种因素，本设计中选用亚音速喷嘴叶栅，其型号为：TC-1A，有关参数为相对节距0.90，进汽角=70100，出汽角=1014；动叶栅选用型号TP-1A，有关参数为：进汽角=1823，出口角=1619，相对节距0.70。1)汽流出口角和的选择喷嘴和动叶的汽流出口角和的大小对级的通流能力、

20、作功能力及级效率都有直接影响。在高压级中，由于级的容积流量一般较小，为了减小端部损失，不应使叶片高度太小，往往选取出口角较小的叶型，通常取=1114；在汽轮机的中低压部分容积流量较大，为了减缓叶片高度的急剧增大，往往选择出口角较大的叶型，通常取=1317，但考虑到便于制造和维修，同一级段中选取相同的叶型。2)叶片数和叶片高度根据喷嘴叶型TC-1A，并根据安装角，可根据叶栅气动特性曲线查得相对节距=；由于级的平均直径=1000mm。所以片数,其中：。同理，动叶则根据动叶叶型TP-1A，动叶片数也是用式计算。6、调节级的速度三角形（见附图3）7、调节级的详细计算（见表5）表5 高压缸调节级详细计算

21、高压缸调节级相关参数及热力计算序号项目单位来源/公式结果1等熵滞止焓降kJ/kg2调节级进汽量t/h3喷嘴参数反动度；4等熵出口参数kJ/kg ；5进出口参数；6喷嘴损失kJ/kg7喷嘴实际出口焓kJ/kg+8喷嘴出口气流速度=m/s;=(m/s)9喷嘴出口面积10部分进气度令，一阶导数为零，得到11喷嘴高度Mm取4212盖度参数叶顶盖度= ；根部盖度=13动叶等熵出口参数=3303.259；18305m3/kg；=16.9576 MPa14动叶参数动叶速度系数；动叶流量系数=0.94；15动叶高度Mm4416动叶进口参数=/s17动叶焓降(kJ/kg)；(kJ/kg)18动叶出口速度(m/s

22、)；(m/s)19动叶损失kJ/kg20动叶出口面积(kJ/kg);=0.0183916 m3/kg;Gb=Gn；21动叶出口汽流角2约比1小36，选16;根据1和2和动叶叶型表选取动叶叶型为TP-1A型22动叶出口绝对速度= m/s;23余速损失kJ/kg24轮周有效比焓降kJ/kg25级消耗的理想能量kJ/kg；26叶高损失kJ/kg27叶轮摩擦损kJ/kg28部分进汽损失 kJ/kg29隔板漏气损失； kJ/kg30叶顶漏气损失kJ/kg 31级的有效比焓降kJ/kghi=-32级的相对内效率80.03%33级的内功率kW（四）非调节级的热力计算非调节级的级数全机第一非调节级平均直径和全

23、机末级平均直径通流部分各级直径的选择还要考虑使整个通流部分平滑变化，以便利用余速，使机组有较高的效率。其中第一非调节级直径的大小对通流部分的成型影响较大，由于调节级是部分进汽，与第一非调节级不同，因此这两级的只不能相等，否则就不能保证第一非调节级进汽均匀，一般这两个直径之差不小于50100mm。由于调节级平均直径已确定，这里选取=920mm。末级动叶出口的连续方程，适当变化后，得：期望取90度，-余速损失系数。一般在0.015-0.03之间，这里取-排汽比容，在拟订的热力过程线上求得：=-径角比，根据机组容量大小选择，取-末级蒸汽流量是新蒸汽量扣除各级回热抽汽量总和后的数值，/s;根据相关资料

24、和经验拟订各关键级平均直径： 表6 汽轮机各关键级平均直径的拟定级数调节级高第一非调高末级中一中末低一低末直径（mm）100092010201240143018302190各缸非调节级级数通过查阅资料，查阅现常用600MW汽轮机组的参数，将高压缸设计为10级，其中第一级为调节级，后9级的非调节级；中压缸设计为6级；低压缸为7级（四个低压缸）；共44级。低压缸非调节级相关系数及热力计算非调节级速度三角形（见附图4） 表7 低压缸非调节级参数及热力计算序号项目符号单位1718191焓降2第一级的滞止理想焓降ht*kj/kg3平均反动度4喷嘴滞止理想比焓降hn*kj/kg5喷嘴理想出口气流速度c1t

25、m/s6速度系数7喷嘴实际出口气流速度c1m/s8喷嘴等比熵出口焓值h1tkj/kg9喷嘴等比熵出口压力p1MPa10喷嘴等比熵出口比容v1tm3/kg11喷嘴压比12喷嘴选型TC-1ATC-1ATC-1A13喷嘴出口角a113131314隔板漏汽量gpkg/s15喷嘴进口流量G16喷嘴出口面积An17假想速比xa18级的假想速度ca19级的圆周速度u20级的平均直径dmm21部分进汽度e11122喷嘴高度lnm23喷嘴损失24喷嘴出口比焓值h125动叶进口相对速度w126动叶进口角sinb127b128动叶出口理想相对速度w2t29动叶速度系数30动叶出口相对速度w231动叶出口角b2161

26、61632动叶绝对出口速度c233动叶绝对出口角sina234a235动叶等比熵出口焓值h2t36动叶等比熵出口压力p237动叶等比熵出口比容v2t38动叶等比熵出口干度x11139平均干度xm11140动叶出口面积ab41动叶高度lbm42动叶损失43余速损失44叶高损失45叶轮摩擦损失46余速利用系数11147隔板汽封漏汽损失48湿气损失00049叶顶漏汽损失50轮周有效比焓降51级内各项损失之和52级的有效比焓降53级的理想能量E054级相对内效率55级的内功率56级的出口焓h257总的有效比焓降58总的理想能量59总功率60效率序号项目202122231焓降2第一级的滞止理想焓降3平均

27、反动度4喷嘴滞止理想比焓降5喷嘴理想出口气流速度6速度系数7喷嘴实际出口气流速度8喷嘴等比熵出口焓值9喷嘴等比熵出口压力10喷嘴等比熵出口比容11喷嘴压比12喷嘴选型TC-1ATC-1ATC-1ATC-1A13喷嘴出口角1313131314隔板漏汽量15喷嘴进口流量16喷嘴出口面积17假想速比18级的假想速度19级的圆周速度20级的平均直径21部分进汽度111122喷嘴高度23喷嘴损失24喷嘴出口比焓值25动叶进口相对速度26动叶进口角2728动叶出口理想相对速度29动叶速度系数30动叶出口相对速度31动叶出口角1616161632动叶绝对出口速度33动叶绝对出口角3435动叶等比熵出口焓值3

28、6动叶等比熵出口压力37动叶等比熵出口比容38动叶等比熵出口干度1139平均干度1140动叶出口面积41动叶高度42动叶损失43余速损失44叶高损失45叶轮摩擦损失46余速利用系数111147隔板汽封漏汽损失48湿气损失0049叶顶漏汽损失50轮周有效比焓降51级内各项损失之和52级的有效比焓降53级的理想能量54级相对内效率55级的内功率56级的出口焓57总的有效比焓降58总的理想能量（五）各缸、全机功率及相对内效率根据高、中、低压缸各缸的热力计算，计算出各缸、全机功率及相对内效率，如下表所示：表7 各缸、全机功率及相对内效率总功率KW理想能量kJ/kg有效比焓kJ/kg相对内效率高压缸中压

29、缸低压缸总机 三、汽轮机结构设计说明（一）汽轮机进汽部分汽轮机的进汽部分是指从进汽阀门到时汽缸内的喷嘴蒸汽室这一段，它包括调节汽阀蒸汽室、阀门、导汽管等。该机组主蒸汽经位于汽轮机运行层下部的2个主汽阀和4个调节汽阀，由4根高压导汽管从高、中压缸的高压部分上下各2根进入高压缸。2个主汽阀的出口和4个调节汽阀的进口对接焊成一体，4个调节汽阀合用一个壳体。这些阀门由吊架支撑，布置于汽轮机1号轴承箱前下方的运行层之下。汽轮机高压进汽部分高压主汽阀进汽部分该机组高压主汽阀采用单座球形阀。其中一个主汽阀的主阀碟上钻有通孔，阀杆端部从孔中穿过，预启阀置于阀杆的端部，并采用螺纹、定位销与阀杆连成一体。主阀碟下

30、游的阀座成扩展形状，作为主阀碟下游的扩压段。高压主汽阀的阀碟上下游处均设有疏水孔，还设有阀杆漏汽孔。主汽阀进汽短管内，沿短管中心线纵向设有垂直于水平面的导流筋板。本机设有四个高压调节汽阀。四个调节汽阀合装在一个壳体中并与两个高压主汽阀焊接在一起，各调节汽阀的出口通过导管分别与高压缸的四个喷嘴蒸汽室相连接。四个高压调节汽阀都设有预启阀，用以减小提升力和启动时控制速度。阀座材料为30CrMoTv，阀门材料1Cr11MoV。图4 喷嘴调节汽轮机示意图导汽管和喷嘴室导汽管和喷嘴室是把从调节阀来的蒸汽送进汽轮机的部件。要求它们在高温条件下能够安全地承受工作压力，非汽流通道处有良好的密封性;导汽管与喷嘴室

31、连接处能够自由地相对膨胀，喷嘴室与汽缸的配合既要良好对中，又能自由地相对膨胀。该机组的4根进汽短管及4个喷嘴室以汽缸中心为对称中心，对称地布置于高压缸的上、下半。导汽管的进汽端以焊接的结构形式与调节阀出汽口相连接，出汽端钟罩形式外层管采用法兰螺栓的结构形式与高压外缸相连接，出汽端内层管与喷嘴室则用直接插入式，并用活塞环式的密封圈予以密封。带弹性密封环的直接插入连接方式，即能达到密封目的，又能保证短管与喷嘴室的对中和自由膨胀。调节级喷嘴分为4个喷嘴组，每个喷嘴室一个喷嘴组，每个喷嘴级有15个喷嘴，4个喷嘴组沿圆周方向整圈布置，焊接在喷嘴室出口侧的圆周上。导汽管的材料为10CrMo910，喷嘴室的

32、材料为ZG20CrMo1V。汽轮机中压进汽部分中压联合气门中压主汽阀属保护装置，它不参与负荷调节，其阀门位置只有全开和全关两个位置。该机组中压联合汽门为立式结构，上部为中压调节汽阀，下部为中压主汽阀，两阀合用一个壳体和同一腔室、同一阀座，而且两者的碟呈上、下串联布置。中压调节汽阀的主阀芯呈钟罩形，其中央开有通孔，通孔上部即为预启阀的阀座，腔室内设有蒸汽滤网。中压主汽阀为单座球形阀，其阀芯位于调节汽阀阀芯的内部，且上下移动时不受钟罩式结构的限制，为了减小开启时的提升力，亦设有预启阀。簧关闭，4个阀上均没有预启阀。阀杆套向与阀壳的连接采用自密封结构形式。阀村套筒上开有漏汽子，主汽阀后的阀壳上还开有

33、疏水孔。阀座材料为2G15Cr2Mo1,阀杆材料为1Cr11Mo2（二）高中压汽管高中压外缸中部上、下、左、右共有4只高压进汽管和4只中压进汽管，分别通过弹性法兰固定在外缸上，高压进汽管内套管通过活塞环与内缸相连接，弹性法兰与内套管间有遮热筒，可以降低内套管内外温差，减小对弹性法兰的热辐射，上部进汽管有疏水管接口，这样的结构能吸收内、外缸及喷嘴室间的胀差（三）汽缸1、结构型式该机组采用高中压合缸结构，由一个高、中压合缸和二个双流程低压缸构成。汽缸分为上、下两半，转子从其纵向中心贯穿而过。为使汽缸能够承受蒸汽压力，而且中分面处不发生泄漏，汽缸上、下半缸1）高、中压缸结构与支承高、中压缸均采用双层

34、汽缸,由内缸和外缸组成。内外缸均为合金钢铸造而成，由水平中分面分开，形成上、下缸，内缸在外缸的水平中分面上。高压外缸均由前后共四个猫爪支撑在前轴承箱上，猫爪由下缸一起铸出，位于下缸的上部，这样使支承点保持在水平中心线上。中压缸内缸支承在外缸的水平中分面上，采用在外缸上加工出来的一外凸台和在内缸上的一个环形槽相互配合，保持内缸的位置。中压外缸也以前后两对猫爪分别支撑在中轴承箱和1号低压缸的前轴承箱上。中压缸的导流环将进汽分开两股，分别流向中压缸的两边做功，导流环在水平中分面支撑在内缸上，其轴向是采用顶部和底部的定位销保持正确的位置。内缸材料为ZG20CrMo1V,外缸材料为ZG15Cr2Mo铸件

35、。2）低压缸结构与支承低压缸为反向分流式，每个低压缸由一个外缸和两个内缸组成，全部由板件焊接而成。汽缸的上半和下半均在垂直方向被分为三部分，但在安装时，上缸垂直结合面己用螺栓连成一体，因此汽缸上半可作为一个零件吊起。低压外面由裙 式台板支撑，此台板与汽缸下半制成一体，并沿汽缸下半向两端延伸。低压缸支撑在外缸上。本机组由于排汽容积流量大，为减小末级排汽损失，采用了四排汽口，也就是采用了两个结构完全相同所谓反向分流式低压缸。运行中，由连接管来的蒸汽从汽缸中部进入，然后分左、右两路进入低压缸做功，从两端排汽口排出，每个低压缸的两个排汽口最后汇合成一个排汽通道，与一个凝汽器相连。内缸材料为ZG20Cr

36、Mo1V,外缸材料为ZG15Cr2Mo铸件。材料性能见表8示： 表8 ZG20CrMo1V、ZG15Cr2Mo材料性机械性能材料名称抗拉强度MPa屈服强度MPa延伸率（%）断面收缩率（%）硬度（HB）ZG20CrMo1V5907404001828190-230ZG15Cr2Mo590-78044015170-235隔板与隔板套隔板根据工作温度和作用在隔板两侧的蒸汽压差来决定的，可分为焊接隔板和铸造隔板。高压级和部分中低压级工作温度均为350以上，为适应高温工作条件，这部分隔板都采用焊接结构，焊接隔板具有较高的强度和刚性，较好的气密性，易制造。静叶片采用高效分流叶栅。静叶流动损失小，有利于提高级

37、组热效率。中低压部分温度低于350的级，采用铸造隔板。铸造隔板加工容易，方便拆装，简化汽缸形状。在本机中还采用了隔板套结构，即把相邻的几级隔板装在隔板套内，再将隔板套装在汽缸中。隔板套的采用可以简化汽缸结构，便于抽汽口的布置，使汽缸轴向尺寸减小。上隔板套和下隔板套之间采用螺栓连接，为保证隔板套的热膨胀，它与汽缸凹槽之间应留有一定的间隙。隔板在隔板套内的支撑与定位和隔板在汽缸内的支撑与定位一样，采用悬挂销和键支撑定位或Z型悬挂销支撑定位。（四）滑销系统为了保证汽轮机在启动、运行和停机过程中，汽缸、转子等部件能按设计要求定位和对中，保证其膨胀（收缩）不受阻碍，汽轮机组配置了一套滑销系统。该机组的滑

38、销系统共设有三个固定点，分别位于低压缸（A）、(B)排汽口和3呈轴承箱底部的中心线上。以此为基点，低压缸（A）、(B)分别向机头和发电机方向的膨胀不受阻碍，高、中压缸向机头方向的膨胀也不受阻碍。转子的相对膨胀死点，设有高压转子的推力盘处，位于中轴承箱内，并以此为基点，高压转子向机头侧膨胀，中、低压转子向发电机侧膨胀。该机组的高、中压外缸下半底部设有轴向导向键，高、中压外缸的上猫爪通过二个半部面垫片与位于轴承箱上的滑动垫块接触，该接触面位于汽缸水平中分面处，中压外缸后部下猫爪的一个凸户嵌入3号轴承的洼内，该凸户则作为高、中压缸轴向膨胀的死点。高中下外缸下半缸底部两侧与轴承箱之间设有轴向导向键，也

39、作为横向膨胀的基点，位于中轴承箱侧的高、中压缸下缸猫爪，在其靠中分面处分别设有凸缘，而在与其对应的中轴承箱处，则分别配有外伸形压板，该压板用螺栓与中轴承箱固定，其外伸端又被压紧在下猫爪的凸缘上。机组的高、中压缸均通过其上汽缸水平中分面的四个搭子，座落在外下缸内侧靠近中分面处的四个水平台肩上，其间各自设有滑动垫片。内下缸的四个搭子，则分别镶嵌在外下缸内侧的四个键槽内，其中间进汽侧的二个搭子与键槽之间设有调整垫片，并作为内缸轴向的膨胀死点。（五）转子1、主轴本设计中，汽轮发电机组轴系由汽轮机的一根高、中压转子（高压部分反向单流程，中压部分正向单流程）、二根双流和低压转子和一根发电机子共四根转子组成

40、。各转子通过与转子锻成一体的刚性联轴器相连接。每根转子由两个轴承支持。这四根转子均为整锻式转子，即其叶轮，联轴器法兰、推力盘及主轴由同一锻件加工而成。没有热套部件，因而消除了叶轮等部件高温下可能松动的问题，对启动和变工况的适应性较强，适于在高温条件下运行。其强度和刚度均大于同一外形尺寸的套装转子，且结构紧凑，轴向尺寸短，机械加工和装配工作量小。转子中心有贯穿转子的中心孔，减轻转子重量，没有热套部件，适于高温条件下运行，其强度和刚度均大于同一个外形尺寸的套装轴。各转子之间全部采用刚性联轴器连接：其中高、中压转子与低压A转子的联轴器之间，低压A转子与低压B转子联轴器之间设有调整垫片; 低压B转子与

41、发电机转子联轴器之间嵌装有盘车齿轮。汽轮机转子的叶轮上轴向平衡孔，借以减小转子的轴向推力。汽轮机的每根转子由两个轴承支持。该机组的高、中压转子采有CrMoV合金钢锻件，具有良好的耐热高强度性能;低压转子采用NiCrMoV合金钢锻件，具有良好的低温抗脆断性能。该机组的各转子联轴器法兰外缘上均设有平衡槽，在调节级后及高、中压缸前后轴封外侧的主轴凸户上，也都设有装有平衡质量的螺孔，低压转子末级叶轮上也设有平衡槽，在现场不开缸也可以调整平衡质量。叶轮高压级采用等厚度叶轮，这种叶轮加工方便，轴向尺寸小，但强度较低，叶轮轮体上通常有一个平衡孔，以平衡叶轮两侧的压差，减小轴向推力，中低压级采用锥形叶轮，沿其

42、半径方向的应力分布比较均匀，强度较好，允许圆周速度可达300m/s，加工比较方便。动叶片动叶片由叶根牢固地固定在叶轮上，中间体把叶根和叶片型线部分连接成一体，型线部分用于构成汽流通道，围带用来与同一级的其他动叶片相连接，以增强搞振性能，同时起着汽道径向密封和叶栅轴向密封的作用。1）调节级动叶片调节级叶片处于高温、高压区段，蒸汽密度大，速度高，汽流对动叶片的冲击力很大，因此调节级动叶片必须设计得十分牢固，固有振动频率尽可能高，才能在如此恶劣的工作环境下安全地工作。因此叶片设计得宽而厚，叶片型线截面弯度也比较大，同时将许多叶片的围带相互牢固地焊接在一起，使动叶片的成组系数尽可能大。本机组调节级动叶

43、片，采用宽叶形直叶片、菌形叶根、铆接围带的结构形式。中间级动叶片从高压缸至低压缸，中间级的工作环境逐渐变化，因此其动叶片的结构型线也逐渐变化。本机组中间级动叶片，高、中压缸采用菌形叶根、铆接围带，分组连接的结构形式。次末级和末级动叶片进入低压缸次末级和末级叶片在湿蒸汽区域工作，蒸汽中的较大的水滴高速地冲刷着动叶片的进汽边接近顶部区段。为了保证进汽边不致被冲坏，次末级，尤其是末级进汽边接近顶部区段，必须设置有防冲刷的硬质合金，或采取淬硬措施。本机组次末级和末级动叶片采用多叉形叶根，并用铆接围带和拉筋进行调频。多叉形叶根制造工艺简单，强度适应性好，承载能力大，轮缘不承受偏心弯矩。4、联轴器本机组采

44、用的是整锻式刚性联轴器，如图示，联轴器与主轴成一整体。这种联轴器的强度和刚度高，没有松动的危险。联轴器端面间设有垫片，安装时根据具体尺寸配制，以允许转子轴向位置做少量调整。 图5 整锻式联轴器（六）轴承1、推力轴承为了减小轴向推力，在转子结构上采用平衡活塞，从而大大减小了轴向推力，而剩余的轴向推力则由推力轴承承担。本机组推力轴承位于中轴承箱内，为单独的滑动式自位推力轴承。在推力盘两侧的支撑环内各安装八块可滑动的推力瓦块，能够使所有瓦块承载均匀。推力轴承的瓦块由上、下两层相互搭接的支承块来支承，这就使各瓦块的负荷可以自动调节分配，从而避免因个别瓦块承受的负荷过大而被烧毁的现象发生。推力瓦块和支承

45、块与安装环组装成整体，并分为上、下两半，这就可以在不吊出转子的情况下地推力轴承进行拆卸和装入，从而方便了安装和检修。2、支持轴承支持轴承又称径向轴承，主要形式有圆筒型轴承、椭圆形轴承、多油轴承及可倾瓦轴承等。本机汽轮发电机组轴系中除1号、2号轴承采用可倾瓦式轴承外，其余均采用椭圆形轴承。机组的高、中压转子的1、2号轴承采用了双向可倾瓦轴承，这2只轴承设有6个可倾瓦块，上、下半各有3个瓦块，瓦块是也径镗到时一定公差的钢制圆环，内层浇以巴氏合金衬套后，剖为6块加工而成。每个槽 与凸肩之间有一定的间隙，因此该轴承具有良好的稳定性和抗振性。轴承体对分为上、下两半，两半之间设有定位销并用螺栓连接。在下半轴承体靠近水平中分面的左、右两侧还装有销子，以防止轴承体转动。除1、2号轴承外，其余采用椭圆形轴承，椭圆形轴承带是带调整块的球面自位式轴承，轴承体和球面瓦枕都是上、下两半