汽轮机全套课件

传动放大机构传动放大机构的作用和分类

调速器发出的转速变化信号很小，不可能直接操纵配汽机构，中间要经过多级信号放大和转移，一般采用电子或液压元件，多采用液压式。主要包括：滑阀（错油门）、油动机、反馈机构。错油门（滑阀）作用：控制油动机的进油方向和油量大小。分类：断流式：滑阀的凸肩切断通往油动机油口，只有在变动过程中才开启。节流式：油口有一定的开度，工况不同，对应的油口开度不同。油动机

作用：放大功率以操纵调速汽阀，改变形式后作为中间放大环节。分类：1、往复式：

断流式双滑侧阀进油控油制动机：双侧进单侧油进、油单油动侧机进油节流式滑阀控制：单侧进油、随动滑阀油动机的技术指标：2、提旋升力转：式用于衡量油动机提升力大小。油动机时间常数：用于衡量油动机动作的快慢，开关要求迅速，特别是关阀。

（600MW机组高压主汽阀关阀时间0.42s）一、断流式滑阀双侧进油油动机1、油动机（1）提升力下部油压为

，上部油压为

，这时上下油压差最大，活塞受到的油压作用力最大，称为最大提升力。考虑油口有流动阻力，油动机的提升力特点：双侧进油油动机的提升力只与活塞作用面积和上下的压力差有关，而与油动机活塞的位置无关。（2）油动机时间常数定义在滑阀油口a、b全开时，开度为最大

，油动机活塞在最大进油量条件下，走完整个工作行程

所需要的时间，也就是以最大的进油量，充满油动机时活塞走完全程所需要的时间。计算公式：活塞面积分析：i）油动机时间常数：衡量油动机动作快慢的指标，一般

＝0.1～0.3s上升－>油动机移动速度下降－>机组的调节性较差，不能快速适应外界负荷变化，在甩负荷时，容易引起超速。i）减少油动机时间常数的措施减小活塞作用面积

－影响提升力减小活塞行程

－受调节汽阀开启大小的规定加大滑阀油口宽度

－受滑阀强度限制增大滑阀最大行程

增大进油压力

－首先有利于减小

，同时有利于增大提升力。

目前液压调节系统＝1.2～2.0MPa，太高怕漏油造成失火，但机组容量增大以后，需要的提升力增大，为防止引起火灾，把润滑油和调节油分开。润滑油为了保证轴承润滑，对油质有要求，采用透平油，压力可低于1MPa。北仑1#机组，压力1.57MPa相当于国产30号透平油，着火点<350℃。调节油用于调节系统的滑阀，油动机用抗燃油，燃点高于650℃，高过主蒸汽温度，即使有漏油不会引起火灾，理论上甚至可以用水，压力达8～14MPa。北仑1#调节油压力10.97MPa，磷酸酯抗燃油，着火点≈800℃iii）优缺点优点：提升力大，时间常数小。缺点：

为减小时间常数要增大进油量，即增大油泵出力，如按最大进油量设计油泵，容量较大，大容量油泵在小流量下运行，经济性要降低。

双侧进油油动机的开关靠油压，如发生油泵故障或者油管破裂，调速汽门不能自动关阀停机。，上部为弹（1）结构油动机下部充满控制油簧力。增大，油动机活塞上移，减小，油动机活塞在弹簧力作用下下移。（2）工作原理

外界需求功率增大－>汽机转速下降－>滑阀下移－>压力油进入油动机下部－>活塞上移－>汽门开大－>汽轮机功率增大

反之，滑阀上移－>油动机下侧与排油管相通－>活塞在弹簧力作用下下移－>汽门关小－>汽轮机功率减小px2、断流式单侧进油油动机（3）优缺点优点：

关闭汽阀靠弹簧力，即使油管破裂，依靠弹簧力能关闭阀门，防止事故扩大；

汽机汽门开启时可慢一点，关闭时要快，单侧进油油动机加负荷靠油压，减负荷时靠弹簧，不需要油泵供油，所以主油泵耗油少。缺点：开启阀门的有效提升力等于油压向上作用力与弹簧向下作用力之差，提升力的大小与油动机的位置有关。为保证汽门有较大的关闭速度，要求弹簧力很大∴单侧进油油动机尺寸要比双侧进油油动机大。油动机关闭时间常数大自定位能力差：容易受到油压波动的干扰。3、断流式滑阀断流，就是滑阀处于居中位置，靠凸肩切断通往油动机的进出口油口,要断流，凸肩高度应大于油口高度，△1、△2、△3、△4为“盖度”。当滑阀向上移动距离超过△1（△3）进油，超过△4（△2）泄油。△2(△4)－出油盖度;△1(△3)－进油盖度;△4（△2）<△1（△3）盖度对调速系统的影响：

由于存在盖度，只有当滑阀的移动距离超过盖度后，才能使油动机工作，降低了调速系统的灵敏度－不利因素

滑阀有微小的抖动后，油动机抖动，引起负荷转速的晃动，只要抖动不超过盖度，调速系统免除晃动－有利因素二、中间放大元件（一）节流式滑阀油动机1、原理

压力油经节流孔板

进入控制油路，一路通往油动机活塞下部，一路通过滑阀控制的油口A排出。调节过程中，油口A的面积是变动的，对控制油压

起节流作用，称节流式滑阀。

滑阀向下移△x－>油口A关小－>增大－>油动机活塞上移△z－>调节汽阀上升－>汽机功率增大（二）带压力变换器的中间放大机构应用于北重径向钻孔泵系统，是节流式滑阀与断流式滑阀的组合应用1、结构径向钻孔泵压力变换器－节流滑阀，靠凸肩控制油口开度转速n增大－>脉冲泵油压p1增大－>滑阀上移－>油口减小－>px增大节流式滑阀p1脉冲泵一次油压转换成控制油压px的变化单侧进油油动机作用力的平衡（弹簧力，油压px作用力）px增大－>活塞上移，把油压变化转换成活塞位移。图中（1）～（3）组成了节流式滑阀与单侧进油油动机结构，作为系统的一级放大。断流式滑阀双侧进油油动机以上是第二级放大，功率放大反馈油口控制油路1、动作原理在平衡状态下，

，n一定下降－>n上升－>脉冲泵油压

上升－>压力变换器滑阀上移－>

减小－>

增大－>油动机1△z增大－>断流式滑阀△z增大－>压力油进入油动机下室－>油动机活塞上移－>关小调速汽门－>

下降油动机活塞上移－>（反馈）－>反馈油口上升－>减小－>油动机△z减小－>断流式滑阀△z减小－>滑阀居中。1、说明（1）控制油压与排油口开度与反馈油口

开度间的关系如下：由固定节流孔流入油量＝排出油量不变。由于调节结束，断流式滑阀一定要居中－令

＝常数转速变化时，改变 ，相应改变

，具体见公式推导P354控制油压

优化设计问题。选择合理的px使同一位移下引起的控制油压变化最大，使调节系统动作迅速。∴对k求导得k＝1

在

变动时，

变化最大。可以采用液压联系，取消杠杆，因而布置方便，且动作灵敏，不易损坏节流式油动机。5、静态特性

是指各个稳定工况下传动放大系统输入量△x与输出量△m之间的关系，可以根据油口

、

的流量变化特点来求。流过

流量变化量＝流过油口流量变化量设，＝常数压力变换器活塞位移油动机活塞位移（三）差动活塞a1a2a3pb1、结构：外壳滑阀：左侧阀芯面积大，油压有效作用面积小右侧阀芯面积小，油压有效作用面积大喷油嘴：直径为d，间隙为y0，通流面积2、动作原理差动活塞与高速弹性调速器配套使用。

在稳定工况下，挡油板位置

一定，喷油嘴与挡油板的间隙一定，油压 、一定，有

，差动活塞稳定不动。若转速变化：n增大－>挡油板右移－>y增大－>增大，排油量增大－>，滑阀右移－>y减小－>

减小，排油量减小，减小－>

增大当y＝时，成立，差动活塞停止运动。稳定工况下，y＝挡油板位移量＝差动活塞移动量

即△y＝△x差动活塞随调速块一起移动，又称随动活塞。由油压差（

）形成的活塞移动作用力放大了调速块移动的作用力。3、为了提高活塞动作的灵敏度，应合理选择活塞前后的压力比，面积比。通常

，则另外缩小节流孔a1的直径也可提高灵敏度。4、差动活塞的时间常数（1）定义：在喷油嘴最大出油条件下，滑阀走完最大行程所需的时间。（2）公式：（四）碟阀放大器（P355）应用于上海汽轮机生产的调速系统，碟阀放大器与旋转阻尼配套使用。（P356图6.2.15(a)）1、结构碟阀放大器由一端铰链支承的平衡杠杆，主同步器弹簧，辅同步器弹簧，一次油压波纹管，二次油压碟阀组成。pbb波纹管K1Z1K2Z2一次油压pp2、工作原理平衡杠杆受到四个力：两个弹簧作用力;一次油压通入波纹管(面积b)向上作用力;

二次油压靠碟阀建立，高压油由节流针阀流入碟阀，由间隙溢出。间隙s大，泄油量增加，二次油压p2降低，通过碟阀面积向上的作

用力减小。稳定工况下，四个力达到平衡：

当转速变化，一次油压增加

，使碟阀移动，间隙s发生变化，使二次油压变化

，改变二次油压作用力。新的平衡：β为放大比，其大小取决于a、b、l1

、l2

，靠波纹管的作用面积b比碟阀a大，波纹管的力臂比碟阀的力臂长来达到放大油压的目的。一般放大倍数β为负说明一次油压与二次油压的变化方向相反。电液调节油动机

电液调节油动机是数字电液控制系统的执行机构，将电子控制器产生的调节汽门开度电信号转变为油动机活塞的行程，由电液转换器（电液伺服器）、油动机、快速卸载阀、线性位移差动变送器等组成。三、反馈机构

反馈机构是调节系统的重要组成部分，讨论机械反馈和液压反馈机构。1、机械反馈

旋转阻尼调速系统采用杠杆弹簧机械反馈从旋转阻尼来的一次油压p1经蝶阀放大器放大后成为二次油压p2，作用于继动器的活塞上。

在稳定工况下，断流式滑阀处居中位置，作用在继动器上的压力p2与弹簧的作用力相平衡。（2）工作原理

n增大－>p1增大－>p2减小－>继动器活塞上移－>碟阀间隙增大－>

p3减小－>滑阀上移－>压力油进入油动机上部－>油动机下移－>关小汽门－>汽机功率减小关小汽门－>杠杆下移－>继动器活塞下移－>p3增大－>滑阀下移。

调节终了，滑阀居中，继动器的位置也不变，p3不变，反馈是通过杠杆、弹簧来实现的。p2对继动器作用力的变化＝弹簧作用力变化根据比例关系

二次油压的改变和油动机位移之间的关系，即为整个传动放大机构的特性，通过改变弹簧的刚度或反馈杠杆比例，可以改变传递特性。2．液压反馈机构(P362)

即油口反馈，通过改变反馈油口的开度，来使整个调节系统达到稳定工作。高速弹性调速器（P363图6.2.25）和脉冲泵的调节系统（P353图6.2.12）是液压反馈机构。两者的区别在于前者改变进油窗口面积，而后者改变的是排油口面积，结果都是使控制油压px恢复到原稳定值。控制油压px不变，排油面积不变。an+am=常数Δan＋Δam＝0即当转速升高－脉冲油压增大－压力变换器滑阀上移－an关小－px增大－油动机上移－am反馈油口增大－负荷变小改变油口宽度bn、bm可以改变传动放大特性。3．全液压调节系统旋转阻尼调节系统原理图液压反馈四．传动放大机构的静态特性

静态特性是指在各个稳定工况下，传动放大机构的输入量Δp2（油压）或Δx（位移）与输出量：油动机活塞位移Δm之间的关系。机械反馈液压反馈一、静态特性、特性曲线1、定义：调速系统作用时，汽轮机在各个不同的稳定工况下，转速与负荷之间的对应关系，用曲线表示称静态特性曲线。回顾四方图：

第二象限表示转速感受机构特性，为转速n与滑环位移

的关系，n增大，

增大。

第三象限表示传动放大机构特性，为滑环位移与油动机活塞行程

之间的关系，

增大，减小。

第四象限表示配汽机构特性，为油动机活塞行程

与功率P的关系，

减小，P减小。二、速度变动率1、定义：在不考虑同步器作用的前提下，当外界负荷发生变化，即使调速系统动作，稳定工况下的转速要发生微小变化。功率P↑则转速n↓。速度变动率定义电网中机组分类：

带尖峰负荷机组：承担电网负荷的波动，积极参与一次调频，启停及负荷适应性好。特点：设计工况效率不一定高，但效率曲线较平坦，负荷变动时转速变化不大。速度变化率取小一点，一般为3～4％。

带基本负荷机组：稳定电网负荷频率。特点：功率大，在设计工况下效率高，在电网频率波动时，负荷变化

不大，速度变动率应该大些，一般为4～6％。2、

对运行的影响（1）决定了并列运行机组间的负荷分配两台并列运行的汽轮发电机组I、II额定转速运行时，二台机组转速n0，对应功率为P1,P2。总功率P＝P1＋P2。

当外界负荷增加ΔP，调速系统动作以满足负荷变化，引起电网频率下降，汽轮机转速降低Δn。Ⅰ机组功率增加ΔP1

，Ⅱ机组功率增加ΔP2

调速系统自行动作，通过转速的微小变化来改变机组负荷，以适应外界需要，从而维持电网频率尽可能稳定的能力称一次调频。并行机组负荷自动变化的特点:图中：△abc与△ABC相似同理

特点：每台机组承担的功率变化与机组额定功率成正比；每台机组承担的功率变化与机组速度变动率δ成反比；这些特点适用于并列运行电网中的所有机组。δ决定了甩负荷时的动态超速；δ决定了机组运行时工况的稳定性；

δ不能太小，否则转速波动会产生很大的负荷波动，使动态特性稳定性下降，一般δ

≥3％（下限）。

δ也不能太大，否则使机组参与电网一次调频能力下降，另一方面使调节系统甩负荷后的稳定转速过高，有可能使甩负荷后最高飞升转速超过危急保安器的动作转速，不利于机组安全和甩负荷后重新并网带负荷，δ

≤6％（上限）。局部速度变动率转速感受及中间放大传递特性存在着非线性，特别是配汽机构，调节汽门的开度与流量有严重的非线性，所以静态特性曲线各处的速度变动率不相同。∴局部速度变动率静态特性曲线的形状：空负荷附近，要求速度变化率大些。满负荷附近，速度变动率大些。总的分布是速度变动率两端大，中间小且无拐点平滑变化。三、迟缓率1、产生原因

分为摩擦、间隙、滑阀重叠度三方面1)摩擦：零件采用铰接或滑动联接，运动时存在摩擦力。以离心式调速器为例，转速变化时，重锤产生的离心力变化首先要克服滑环移动的静摩擦力，只有克服摩擦后，滑环的位置才随转速的变化而变化。2)间隙凡是有铰接的地方，为了自由转动，都有间隙存在，只有杠杆的转动量大于间隙时，才能带动滑阀。3）为滑了保阀证重断流叠式度滑阀：的断流，滑阀的凸肩高度大于油口的高度。只有滑阀移动的距离超过重叠度后，油动机才开始动作。2、迟缓率定义：在同一功率下，转速偏差Δn＝n1－n2与额定转速n0之比3、ε对运行的影响：迟缓现象的存在，使静态特性曲线中转速与功率无一一对应关系。

单机供电时，负荷由外界负载决定，假定P不变，转速会发生波动

，即频率发生波动而无法控制。

并列运行时，转速由电网频率决定，功率发生波动ΔP，无法控制。结论：运行上，ε越小越好，但要求过高给结构和工艺带来困难，制造成本提高。由于机械液压调节系统的机械传动和液压放大环节多，ε较大，一般ε<0.3～0.6%，电液调节系统ε<0.2％。ii）ε与δ关系功率晃动的幅度

由于迟缓现象存在而造成的负荷波动与ε成正比，与δ成反比；

为满足一定的ΔP，δ越小，ε也越小，由于ε难以避免，δ不能太小。额定负荷4、迟缓现象在四方图上的表示如无迟缓现象，n－z－

m－P有对应关系；开始汽轮发电机组稳定在1点运行，转速为n1，z1，

m1，P1；如外界负荷降低，转速升高，由于迟缓存在转速刚上升时，z＝0，

m，P不变。当转速达到n2时，离心力克服迟缓后，滑块位

移z随n的升高而升高，此时

m2P2不变。第

二象限内，静态特性线为两根，在这范围内，转速的变化不引起z变化，称调速器的不灵敏区；（iv）由于传动放大机构的迟缓，当转速升到n3，滑块的位移z3克服了摩擦间隙及滑阀的重叠度，随着z的增大，油动机开始关小，

Δm↓。第三象限区，同样存在传动放大机构的不灵敏区；当转速从3点上升，z↑，Δm↓，由于配汽机构的迟缓，阀门开度不变，P不变。当转速升到n4，克服配汽机构的迟缓后，汽门的开度随着油动机的关小而减小。第四象限区存在配汽机构的不灵敏区。综上所述，当转速变化后，汽机功率要迟缓一段时间作相应的变化。第一象限二根特性曲线之间称为整个调速系统的不灵敏区。四、同步器(P334)1、功能与作用（1）功能：使调节系统的静态特性曲线，按照运行需要进行平移。（2）具体作用讨论:汽轮机单机运行时，同步器可以在满足功率要求的同时满足转速要求，即保证机组在任何稳态负荷下转速维持在额定值。并列运行时，通过同步器可改变各台机组的功率使电网总功率符合外界需要，同时维持电网频率在额定范围之内，这种利用同步器调整并列运行的机组负荷，以维持电网频率稳定的方式称为二次调频。并网前机组功率为零，通过同步器移动特性线，相当于改变汽轮机组的转速，当转速与外界电网频率同步时，可以合闸并网，这是同步器名称的来历。2、同步器类型静态特性曲线的平移一般通过移动调速器的特性线（第一类同步器）或传动放大机构的特性线（第二类同步器）实现，以第二类为主。通过旋转同步器手轮，使弹簧紧力改变，从而使调速器的静态特性线平移。3、同步器工作范围额定初终参数、转速下能带满负荷，即特性线能移到A－A位置，同时能减负荷到零，即特性线能移到

B－B位置，这时同步器的工作范围相当于速度变动率。

特性线向上移实质是通过同步器开大调速汽门，下移则关小调速汽门。但是蒸汽的初终参数及汽轮机转速

按照规程允许有一个合格的波动范

围。为了使波动时仍能维持汽轮机

在零负荷与额定负荷间正常运行，

同步器的工作范围需继续扩大。（2）同步器的下限：当电网频率下降到允许的下限（49.5Hz）时，汽轮机要维持零负荷运行，特性线移至C－C。当蒸汽参数在允许范围内升高或背压参数在允许范围内降低时，汽轮机能维持空负荷运行。由于蒸汽初参数上升，背压下降，每公斤蒸汽在汽轮机中的焓降上升，为了维持汽轮机零负荷运行所需的蒸汽量下降，因此调速汽门要通过同步器进一步关小，特性线下移到D－D，一般下限行程设为在额定转速下3～5％处。（3）同步器的上限：当电网频率上升到允许的上限时（50.5Hz），汽轮机要维持满负荷运行，特性曲线移到E－E。当蒸汽参数在允许范围内降低或当蒸汽背压在允许范围内升高时，汽轮机仍能带满负荷运行。由于蒸汽初参数下降，背压升高，每公斤蒸汽在汽机中的焓降减少，为了能发出额定功率，势必蒸汽流量升高，即通过调速汽门进一步开大，特性线上移到F－F。所以同步器的上限，一般（6～7％），不小于δ＋（1～2）％。五、调节系统的动态特性1、概念：静态特性：汽机在稳定状态下功率和转速的关系；动态特性：汽机如何从一个稳定状态过渡到另一个稳定状态，是动态过程。（1）稳定过程和不稳定过程a、b、c为稳定过程。a为非周期过程，b为微振的过渡过程，

c为振荡的过渡过程，d、e、f为不稳定过渡过程。

d为等幅振荡，

e为发散振荡，f为幅值越来越大。（2）研究内容

包括调节系统的稳定性以及机组甩负荷后的最高转速不超过保险的动作转速。最高转速不超过额定转速的11％～12％。第一保护装置：转速调节系统，动作灵活，可靠性高

超速保险系统，动作后汽机需要重新挂闸启动，增加并列时间，容易引发事故。（3)动态特性的影响因素系统设计，结构因素，动态参数（时间常数，速度变动率）加工制造及装配质量（影响迟缓率）运行上因素：油压波动，油质好坏2、对调节系统动态特性的要求用稳定裕度来判别。I）稳定性

II）动态超调量一般取7～9％，σ取40％～80％。静态偏差值过渡过程的调整时间T

定义：外界扰动作用后，从调节过程开始到被调量满足下列不等式的最短时间。。T一般几s到几十

一般Δ取静态偏差的5％，Δ＝5％s2、影响动态特性的主要因素分析汽轮机甩负荷时的动态最大飞升转速具体含义见P339，式6.1.61）调节对象对动态特性的影响转子飞升时间常数Ta影响因素：转子的转动惯量J，额定转矩MT0机组容量↑，MT0↑，Ta↓高压机组容量Ta

7～10s，中压1～14s，中间再热5～8s。功率大，超速的可能性大，动态超速的控制难。

II）蒸汽容积常数Tv应尽量减小Tv，因为甩负荷时，调节汽门关闭到空负荷位置，但各中间容积的蒸汽继续膨胀做功，使转速的额外飞升增大。2）调节系统对动态特性的影响速度变动率大动态过程的最高转速及稳定转速高，动态超调量小；小转速飞升的绝对值小，但动态超调量大，振荡次数增加，动态稳定性差。mII）油动机时间常数T

0.1s～0.3sTm大则汽门关闭时间长，动态过程中的最大转速高，过渡时间长；另一方面减小油压波动对调节系统摆动影响。III）迟缓率εε延长汽门关闭时间，超调量增大。六、汽轮机保护装置

作用：机组遇到事故或出现异常时能及时动作，避免造成设备损坏或事故扩大，确保机组安全运行。1、超速保护装置汽机转速超过额定转速的10％～20％时，超速保险动作，并迅速切断向汽轮机供汽，迫使汽轮机停止运转，并将汽机从电网中解列。按结构特点分飞锤式、飞环式。2、轴向位移保护装置转子轴向位移达到一定数值时发出警报，当增大到某一危险值时保护装置动作，自动停机。电气式或液压式3、低油压保护装置4、安全防火保护5、低汽压保护6、低真空保护一、调节汽门作用：在油动机控制下，通过改变阀门开启个数及开度，改变进入汽机的蒸汽量（或焓降）。结构设计要合理

阀门开启过程中流量特性要满足运行要求，阀门的提升力要小，平稳变化。1、调节汽门的流量计算：计算任务：已知条件：必要的热力计算数据汽门的型线及基本尺寸n计算不同汽门开度L下，蒸汽流量D或者根据Dn下确定阀门开度L。（2）特点：以球阀为例：阀座上有扩压管扩压管喉部面积为Av＝不同的开启位置，汽门的最小通流面积不是常数。汽门喉部压力pv≠汽门后压力，有扩压，汽门前后压力比不是常数。汽门的流量一般采用理论分析＋试验方法，给出经验公式。pvv0’1、试验：0

0定义：在压力差△p＝p

‘-p

″及开度L下的实际流量为G，可通过对具体的阀门进行试验。临界流量Gcχ＝为汽门相对流量系数。

通过试验求取不同汽门压差⊿p、升程L下的流量G后，可作出相对流量系数曲线。纵坐标为χ

，横坐标为阀门的相对升程把同一比值下，χ随变化规律整理成一条曲线，不同

可得到不同曲线

。P357图6.2.17结论：（1）在同一个Δp下，升程L↑，χ↑，G↑。但当阀门基本全开（

＝0.25～0.3）后，升程增大，流通面积增大很少，流量的增加趋势变慢，χ曲线平坦。（2）在同一升程L下，压力降Δp↑，χ↑，G↑，但当Δp增大到某一范围后，pv接近临界压力，流量的增加趋势变慢，表现为曲线变得密集。当

>30％后达临界压比，流量不再增加，曲线到此为止。要计算阀门流量G，关键是求出

。2、升程流量特性若再提高汽门开度，决定流量的最小截面是喉部面积。阀门在开启过程中流量大小与阀门的结构及蒸汽参数有关。下面以单座阀加以说明。（1）单座阀结构特性：阀门升程L与流通面积A的关系。当阀门提升到一定高度

时，其流通面积将等于阀门喉部直径的喉部面积。（2）阀座流量特性：升程与流量升程L＝0，流量G＝0阀门开度较小时，ε<εcr，蒸汽为临界流动，在阀门前压力不变的条件下，流量与流通面积成正比，即与升程L成正比，为超临界段阀门再开大→流量增加亚临界段Δp↓流速降低→流量↓阀门升程继续增大，当限制流量的通流面积为喉部面积时，升程增加，流量也不增加，通常汽门前后的压力比

=0.95~0.98，汽门为全开。P358图6.2.18(a)（3）汽轮机运行对流量特性的要求a、汽轮机启动并网时，随着阀门升程的增加，蒸汽流量增加慢一点，即稳定性。第一只调节汽门在结构上常采用“节流锥”。b、采用喷嘴依次开启来调节，流量曲线是一条折线。曲线平坦处表示，同一个蒸汽流量可允许不同的阀门升程，会引起调节系统的晃动。重叠度：

当前一只阀门开到压力比

＝0.85～0.95时，后一只阀门提前开启。该升程－流量曲线是一条光滑连续曲线，总的阀门升程也减小，使油动机行程减小。提前开启量5～15％称为重叠度。由于两个汽门同时部分开启，节流损失增大，经济性下降。3、提升力计算（1）分析：提升力与汽门前后蒸汽压力、阀门结构有关以球芯阀为例：a、在将要打开而未打开时，阀后参数p0’’最低，此时提升力最大。b、随着阀门开启，阀后压力↑，所以阀门提升力↓。c、阀门结构不同，提升力变化规律也不同，需要通过试验确定。

d、为减小阀门刚开启的提升力，阀杆截面积大一点有利。（2）计算：根据试验曲线

相对提升力系数

＝开启汽门实际需要的提升力Fq/（汽门的公称面积Av×汽门前压力

）

对于不同阀门，在不同开度L，，Δp下进行提升力的测量，整理成曲线。a、

在同一L下，

↑，

↑，提升力↑；b、在同一

下，L↑，

↓，提升力↓；提升力（3）阀门结构的改进

对于高压机组，为减小提升力，采用预启汽门结构，一个大阀芯中间套一个小的阀芯，称为预启阀。a、当阀门关闭，大阀压在阀座上，小阀压在大阀上，大阀中压力b、刚开启时，先提升小阀，此时阀前后压差最大，由于小阀受力面积小，提升力不大。c、小阀提升后，蒸汽流量↑，阀后压力不断↑，过，，蒸汽从小孔流。d、当小阀升到B位置，与隔板相碰，再提升大阀，此时前后压差不大，提升力较小。（4）喷嘴调节提升力的分析油动机控制多个调节汽门依次开启，第一汽门刚开启，前后压差大，提升力↑，逐渐开启后，汽门后压力↑，提升力↓，第二汽门开启，前后压差仍较大，提升力↑，所以提升力先↑再↓。二、带动调节汽门的传动机构作用：传递油动机的作用力，按规定程序开启调速汽门。型式一般有三种：1、提板传动：开启次序靠预留间隙，间隙越小先开启；关闭时，靠阀芯的自重与蒸汽作用力。优点：传动简单缺点：阀芯在同一块提板上，一般用于调节级上半周进汽。2、凸轮传动

凸轮的角度及型线不同，阀门开启的先后、程序不同。汽门的关闭，靠上部弹簧作用。3、杠杆传动超高压机组中，常用几只油动机通过杠杆开启调节汽门，开启顺序由杠杆上椭圆孔与汽门杆上销子的间隙决定。一、叶片的结构与分类1、叶片的结构分为三部分：

叶型－作用：汽轮机的主要通流部分，承担把蒸汽的动能转变为机械能的任务，要求有好的汽动特性，比如型线、进汽角、出汽角等。叶根－作用：把叶片牢固地固定在轮缘上。

叶顶－作用：汽流通道的上表面，并通过围带的不同结构起到调整叶片频率作用。2、分类按叶片截面沿叶高变化的规律分：等截面叶片：叶片的截面处处相等，适用于短叶片，即径高比变截面叶片（扭叶片）：叶片高度增大后为提高叶片的效率，叶片的型线沿高度变化，为了改善叶片的强度条件，自下而上叶片截面积缩小。3、叶根的分类安装方式：圆周向装配方式倒T型－简单，强度条件差， 发展为双倒T型外包T型－改善轮缘向外弯曲叉型－长叶片－插入装配

纵树型－长叶片、叶根与轮缘截面接近于等强度—轴向装配。叶根的选型是根据受力情况和加工的工艺习惯。

T型叶根

外包T型

叉型

纵树型4、叶顶整体围带，装配围带围带作用：减小叶顶漏汽损失，增加叶片抗弯刚度。由薄钢板或带制成，通过铆接或焊接固定在叶顶上。长叶片取消围带，改为顶部削薄拉筋：焊接拉筋（紧拉筋），松拉筋拉筋作用：调整叶片的自振频率，增强叶片振动阻尼。拉筋由直径为5-12mm的细金属丝或管组成，贯穿于叶型段的拉筋孔中。(松拉筋)拉筋置于动叶流道内，造成流动损失，降低经济性，只有在叶片振动特性迫切需要才使用。二、叶片的拉伸应力与弯曲应力（一）叶片受力情况分析

1、作用力的主要形式：离心力作用蒸汽作用力围带、拉筋发生弯曲变形时的作用力当叶片安装偏移时，离心力的作用点不通过计算截面的形心时，将引起弯曲应力。应力分析包括：汽流作用力：包括弯曲应力和振动－动应力、频率特性（计算自振频率是否会共振）离心力－拉伸应力、弯曲应力受热不均匀－不均匀温度场引起的温度应力2、最危险工况下的校核

叶片所受离心力随转速、叶片质量变化，蒸汽作用力随级的焓降和流量而变化。要保证运行安全性，必须在最危险工况下即叶片受力最大的情况下进行校核。

汽轮机中各级叶片的最危险工况并不是同时出现。例如调节级的最危险工况是在第一个调节阀接近全开而第二个调节阀尚未开启之时，此时调节级的理想比焓降最大，部分进汽度最小；对于低压级，最危险工况是在最大蒸汽流量和最高真空时。3、对于同一叶片，其叶顶、叶身、叶根等不同位置的应力情况不同，应对最危险截面进行校核。一般而言，靠近叶根位置的应力较大，对于变截面叶片应该对应力最大的截面进行校核。4、同一因素对强度的不同影响

许多级的叶片采用装配式围带，围带将叶片连接成组后，抗弯刚度比单个叶片增强，可以减小叶片的弯曲应力，刚度的增加有使叶片自振频率提高的趋势。

由于在叶顶增加了质量，从而增加叶片所受的离心力，质量增加使叶片自振频率有降低的趋势。（二）叶片的离心应力计算1、等截面叶片的离心应力叶片截面积处处相等，在不同截面上叶片所承受的离心力不同，自上而下是逐渐增大，根部的拉伸应力最大。（P237计算公式）讨论：等截面叶片根部截面上所受的离心力拉伸应力与截面积大小无关。在等截面叶片的强度设计，不能用增大截面积来降低离心拉伸力。采用低密度、高强度的叶片材料来降低根部拉应力。如钛基合金密度＝4.5×103kg/m3，相当于不锈钢的57％，拉应力也只有57％。当等截面叶片的材料一定时，可采用变截面叶片降低离心应力。平均直径2、变截面叶片的离心应力（1）特点：当叶片径高比<8～12，为减少汽流入口的撞击损失，提高级效率，采用扭叶片，变截面叶片的最大离心应力比等截面叶片小

50％。为了减小离心拉应力，希望叶片的截面积自下而上逐渐减小。扭叶片的叶型截面积沿叶高变化，一般无法用简单函数式表达，常把叶片分成若干段，用数值积分法近似求解。一般将叶片沿叶高等分成5～10段，设n段，i截面号，j分段号，

i截面上离心应力为j段平均面积

j段平均半径讨论：叶片分段数越多，计算结果越精确；对于变截面叶片，离心力和截面积都随叶高而变化，不一定是根部拉应力最大，应该找出最危险截面进行校核；实际上叶片截面上的离心拉应力不是均匀分布，截面中心区的离心拉应力大于进出口边的拉应力值。（三）叶片的弯曲应力计算叶片受力分解1、等截面叶片弯曲应力计算（1）叶片的蒸汽作用力根据第一章讨论，喷嘴出来的蒸汽对叶片的作用力可分解为Fu（轮周向力）Fz（轴向力）同理，Z

b-级中动叶片数目；Pu－级的轮周功率；说明：对于不同叶片应选择最危险工况计算，压力级按最大流量工况来计算Fu、Fz，调节级是在第一调门全开和第二调门未开的工况计算，此时部分进汽度最小，调节级理想比焓降最大，选最危险工况计算。（2）蒸汽作用力引起的弯矩将叶片看成是一个直立的悬臂梁均布载荷q＝F/L；F为Fu和Fz的合力弯矩从弯矩公式看，等截面叶片根部的弯 矩为最大，即危险截面。方向与F一致。（3）蒸汽弯矩的分解图中该截面的最小和最大主惯性轴为1-1，2-2。1-1轴近似与叶弦平行。设F与2-2轴的夹角为

，则M0在1-1轴方向的弯矩迫使叶片绕1-1轴弯曲。（4）弯应力计算出口O点处蒸汽弯曲应力最大，出口边不能太薄，Δ=1～1.5mm令根部截面最小主惯性矩Imin，最大主惯性矩Imax（5）公式的简化结果偏于安全。对于等截面叶片，夹角

很小，，所以

，

，最大弯应力，抗弯截面模量b处最大弯应力2、扭叶片弯曲应力计算对于扭叶片，单位叶高的蒸汽作用力，各截面的主惯性矩或抗弯截面模量沿叶高变化，弯曲应力最大值不一定在根部截面，必须计算弯曲应力沿叶高的变化规律，对最大弯曲应力的截面进行强度校核。工程中采用近似方法计算，类似于离心应力，将叶片分段，求出任一小段的ΔG，j段上蒸汽轮周向、轴向作用力。作用力弯矩然后计算出各截面上的进出口点i，O和叶背点b的弯曲应力，以最大弯曲应力所在截面的弯曲应力与材料许用弯应力进行强度校核。四、围带或拉筋成组叶片的应力计算（一）围带或拉筋离心力对叶片离心力的影响如果叶片的不同部位装有围带或拉筋，则围带与拉筋在旋转时，也要产生离心力，作用于叶片的不同部位。（1）围带产生的离心力，设围带的厚度为δ，节矩ts＝周长/叶片数宽度b，旋转半径围带离心力，旋转半径Rw，（2）拉筋产生的离心力一个节矩拉筋的离心力圆形，直径dw，面积拉筋离心力（二）围带或拉筋的弯曲应力计算均布载荷围带拉筋叶片间的拉筋可视为两端固定的静不定梁在外力

作用力，A、B处转角和＝0。根据材料力学求出同理，两端固定的围带的附加弯矩为所以，弯曲应力分别为，或（三）围带或拉筋的反弯矩对叶片弯曲应力的影响当叶片组发生弯曲时，围带、拉筋也随之弯曲以阻止叶片组弯曲，其弯矩方向与蒸汽的弯矩方向相反，称反弯矩，使合成弯矩减小。1、围带反弯矩（1）叶片顶部位移y0蒸汽作用力作用在最大主惯性轴（2-2轴）方向，因此弯曲变形发生在2-2轴所在平面，最大主惯性轴2-2与轮周平面的夹角为β。y0可分解为：轮周向位移轴向位移对于扭叶片来说：，近似取平均值－叶顶处夹角－叶根处夹角；如叶顶与围带是牢固连接，则y1会引起围带弯曲，y2则不引起围带弯曲。Ⅱ.叶顶转角α定义：在叶顶处，弹性曲线（即叶片各个截面中心的连线）的切线与垂直线之间的夹角为倾角α。因叶片和围带弯曲很小－曲线的斜率；当

投影到叶轮方向时叶顶的倾斜使围带弯曲成波浪状，围带和叶顶是刚性连接，所以，围带倾角 ＝叶顶转角

，的大小、方向决定了围带反弯矩的大小和方向。2、反弯矩计算公式的推导P244，5.2.5（c）中，A、C为波浪形的转折点，在数学上称拐点，二阶导数

，在工程力学中二阶导数是决定弯矩大小。所以，我们取二个拐点A、C间的一段围带作分离体进行讨论。点离以，因为A、C点上弯矩为零，只有切力Q的作用。

由于叶片围带的弯曲变形很小，弯曲以后，A、C开叶顶B的距离仍为

，两侧看成两个悬臂梁。所两侧围带悬臂梁对叶片的反弯矩为挠度：要求Q，则先求挠度δ弯矩

是作用在叶轮平面上，将

投影到1-1轴上，其对应的截面惯性矩为最小

，引起的弯曲效果较大。围带对叶片的反弯矩的理论计算值：围带材料的弹性模量围带截面的惯性矩3、反弯矩的修正系数前面的假定：围带或叶片刚性连接，实际上两者一般靠铆钉联接，不可能刚性联接，刚性不足使反弯矩下降，另外没有考虑叶片自身厚度的影响，反弯矩还与叶片组内的叶片数有关，因此，要根据计算和经验引入牢固系数Hs。所以，围带对叶片产生的实际反弯矩Hs表示围带和叶顶连接的牢固程度，越牢固Hs越大。如：整体围带，两个叶片的围带间无连接

Hs=0；铆钉连接，不加焊铆钉连接加焊接Hs=0.1~0.5；Hs=0.6~1.0。同一围带连接的叶片数目修正前面讨论假定一级叶片用整圈围带来连接，得到一个叶片承受一个节距围带产生的反弯矩，级中叶片常分成若干组围带连接，一组中叶片的数目少则3～5片，多则8～10片。每个叶片组的围带两端为自由端，无切力，若有z个叶片，则围带对叶片组的反弯矩只有z-1，所以4、围带反弯矩的实际计算1）计算叶片顶部截面的转角在最大主惯性轴平面内，叶片受到两个弯矩，蒸汽弯矩Mx和围带产生的反弯矩Ms。叶片的弯矩M为二者之差令刚度系数，反映了围带对叶片刚度的影响程度，对于等截面叶片Ix=I0＝常数，积分一次。边界条件x＝0时得M0为蒸汽在根部截面引起的弯矩（2）弯曲应力任意截面上叶片作用的弯矩，任意截面上的弯应力为（3）讨论

由于围带反弯矩方向与蒸汽作用力的弯矩方向相反，叶片采用围带后使总弯矩减少10～40％，弯应力也相应减小。围带反弯矩的大小与πs有关，πs大，Ms则大，πs趋于∞，，一般为20～25％，πs大小主要根据叶片振动安全性要求来确定，而不是从减小弯曲应力的角度来考虑。5、拉筋反弯矩的计算拉筋对叶片的反弯矩计算方法，公式原则上与围带相同，应注意：拉筋的反弯矩只对装拉筋地方及以下的叶片段起作用，拉筋以上不起作用；围带计算公式中的

，应用拉筋处的数值

—装拉筋高处。πs应查拉筋曲线五、叶片离心力引起的弯矩及偏装1、叶片离心力引起的弯矩叶片的截面型心连线在蒸汽作用下发生弯曲变形，所以离心力在截面上的作用点与型心有一段距离，从而形成离心力对截面的弯矩，与蒸汽弯矩方向相反，使合成弯应力减小。2、叶片的偏装对于扭曲长叶片，各截面型心连线是一条空间曲线，曲线各点不可能与离心力作用线重合，离心力弯矩方向不一定与蒸汽弯矩方向相反，可能相同，加大叶片的弯曲应力。所以，应对叶片进行安装计算，目的通过改变安装位置，人为调整叶片的离心力弯矩的大小方向，达到抵消部分蒸汽力弯矩，使合成应力减小并均匀。叶片偏装方法：使叶型部分顺叶轮旋转的轮周方向倾斜角度；将叶型部分相对于叶跟截面逆叶轮转动方向，在轮缘上平移一段距离；一、火力发电厂的生产目标：以经济、环保的生产方式提供合格的电能，满足电力用户的需要。对于供热式机组，还要供出一定数量和质量的蒸汽。数量上－根据用户的需要来改变发电量。质量上－两个指标：电压－通过励磁电流调节220V频率―由转速决定 50Hz

机转速组

3000r/min汽轮机转速与汽机自身的安全性有关。

当锅炉燃烧产生足够的主蒸汽时，保证供电数量和质量的任务由汽轮机调节系统完成。二、决定汽轮发电机组转速的因素：1、假定一台汽轮机拖动一台发电机单独对外供电无调速系统，转速为

2、转子运转方程式作用在转子上的三个力矩：（2）发电机的电磁反力矩（3）轴承的摩擦阻力矩（1）汽轮机的蒸汽主力矩MtMeMfMt－Me－Mf＝0稳定工况时，三个力矩之和为零力矩不平衡时3、Mt与n(w)关系―汽轮机外特性转动机械的功率＝力矩×转速其中

＝结论：当汽轮机功率不变时，蒸汽力矩Mt与转速n成反比汽轮机蒸汽量变化，功率变化4、Me与n(w)关系―发电机特性第一类负载：所消耗的功率与转速无关，是纯电阻负载，如电炉，照明第二类负载：所消耗的功率与转速一次方成正比，如车床第三类负载：所消耗的功率与转速的立方成正比，如水泵，风机各种负载组成了发电机的电磁反力矩。结论：同样的负载设备下，n增大，Me增大负载设备减少，Me减小5、转速确定及自平衡能力（1）Mt＝Me时，处平衡状态，转速由1、2的交点A确定nA。（2）如外界负荷下降，发电机特性曲线2下移到2’，则Mt>Me，n增大，Mt沿曲线1下降，Me沿曲线2’上升，其交点为B时，Mt＝Me，转速稳定为nB即使没有调速系统，当外界负荷发生变化，汽轮机组理论上有能力通过转速n的变化，从一个稳定工况A过渡到另一个稳定工况B。即当外界负荷变化，汽轮机进汽量不作调

整，靠转速的改变使汽轮机发出的电功率

与外界电负荷相适应，这种能力称汽轮机

组的自平衡能力或自调节能力。三、调节系统任务设置调节系统原因：自平衡能力的缺点：负荷的可变化范围不大，不能满足外界从零负荷到满负荷的需要；

负荷变化时，靠自平衡能力转速波动太大，负荷变化10％，转速变化

20%-30％，而电力规范规定转速波动<=30转/分。（2）当外界负荷变化，通过调节汽轮机的进汽量或焓降来改变功率，与外界负荷变化相适应，同时稳定机组转速在允许范围内。

如图中，通过调节系统使汽轮机的进汽量减小，Mt减小，如曲线1’所示，1’和2’的交点转速为nc，转速变化幅度小。（3）为保障事故工况的安全设置保护系统，在调节汽门前设置主汽门，使事故时主汽门和调节汽门同时快速关闭，使机组快速停机。调节系统的任务：及时调节汽轮发电机组所发功率，以满足用户数量上的要求；调节汽轮机转速，维持在允许的工作范围内；在危急事故工况下，快速关闭调节汽门或主汽门，使机组维持空转或快速停机。四、调节系统组成及原理(P328)直接调节和间接调节调节汽门是由调速器本身直接带动，称直接调节。由于调速器能量有限，一般难以直接带动，中间加放大机构，构成间接调节系统。最简单的调节系统图：方框图工作原理分析：图6.1.2中，外界负荷减小，转速n上升－>A，B上升－>错油门滑阀上升－>压力油进入油动机上部，油动机下部回流，形成压力差－>油动机活塞下移－>调节汽门下移－>Pe减小。同时油动机活塞下移－>B下移－>错油门滑阀下移－>滑阀居中，活塞停止活动，达到新的平衡状态。1、调速系统的基本组成调速器（speed

governor

）图中是重锤弹簧式。图为高速弹性调速器。滑阀（错油门）(slide

valve)套筒中间是两个同轴的活塞，称为滑阀，在稳定工况下，刚好能遮住上下两个油动机的连接口。油动机在上下油压的作用下移动。调节汽阀(regulating

steam

valve)由油动机控制，上下移动以改变蒸汽量、焓降，从而改变汽轮机功率。反馈机构(feedback

control)总结：调速系统的三大组成部分转速感受机构作用：感受汽轮机转速的变化，并把它转换成其他物理量变化。传动放大机构作用：把转速感受机构来的信号进行放大，然后带动配汽机构进行调节。图中包括错油门，油动机，传动放大杠杆，反馈杠杆等。配汽机构接受传动放大机构的控制，通过改变阀门开度，改变进汽量和蒸汽焓值，以改变汽轮机功率，使之与外界负荷相适应。2、有差调节和无差调节图中，当调速系统处于稳定工况，错油门必定居中，把上下两个窗口堵住，阀门的开度与负荷相适应。不同负荷下，开度不同，B点位置不同，通过杠杆

AOB，A点位置不同，实际上表示调速器的离心力不同，即转速n不同，不同负荷对应不同稳定转速，只是转速的变动较小，称为有差调节。

无差调节：若负荷变化，调节结束后转速不发生变化，可通过弹性反馈来实现。如图所示，由于缓冲油缸和弹簧的作用，进行缓慢调节，M点恢复原位，调速器滑环也恢复原位，即转速不变。常用于供热汽轮机的调压系统中，使供热压力维持不变。3、速度调节和功率调节

以汽轮机转速作为调节信号，根据转速变化控制调节汽门开度，称速度调节系统。

在功频电液调节系统中，除测量速度信号外，还测取汽机的功率信号进行调节，称功率调节。4、调速系统的静态特性与动态特性（1）静态特性与静态特性曲线(static

performance)调速系统的静态特性是在不同的稳定工况下，功率P与转速n的一一对应关系。静态特性曲线可以通过计算或试验获得。由于调速系统是由转速感受机构，传动放大机构，配汽机构三部分组成，因此静态特性曲线可由这三部分特性合成。用曲线表示称为四象限图—四方图。（2）动态特性(dynamic

performance)说明汽轮机从一个稳定工况过渡到另一个稳定工况时的过渡形式。根据调速系统性能不同，可能有各种过渡形式1或2，甚至出现不稳定的振荡3。六、调节系统的发展汽轮机诞生，调节系统同时形成随着机组功率增大，中间再热方式的采用，调节要求也相应提高从机械液压式－>全液压式－>功频电液调节(DEH)数字式风机，水泵的直接动力是变速调节系统。一、叶片振动的安全准则

50年代开始，沿用苏联1941年叶片和叶轮会议的标准，称旧标准。

1977年我国制定汽轮机叶片振动安全准则，1980年完成了“汽轮机叶片振动强度安全准则”，即新准则。新准则的特点：1、采用表征叶片抵抗疲劳破坏能力的安全倍率Ab2、采用叶片材料在静动载荷作用下的耐振强度

来衡量动强度，并考虑实际叶片工作条件对耐振强度及静应力的影响。1、第一种共振：切向A0型振动的动频率与低频激振力频率kn合拍时的共振2、第二种共振：切向B0型振动的动频率与高频激振力频率Znn相等时的共振3、第三种共振：切向A0型振动的动频率与高频激振力频率Znn相等时的共振

不调频叶片：允许其某个主频率与某类激振力频率合拍而处于共振状态下长期运行，不会导致叶片疲劳破坏。

调频叶片：要求其某个主振型频率避开激振力频率才能安全运行。叶片最危险的三种共振（主振型）（一）有关基本概念1、叶片动应力F总＝平均作用力F＋交变作用力FkF－引起叶片弯曲，产生静弯矩Msb，从而引起静弯应力Fk－引起叶片振动，产生动弯矩Md，由Md可计算动应力D－动应力放大系数2、叶片组当若干个叶片用围带或拉筋连接成组后，组内叶片受到的激振力大小和相位不同，计算时取平均值。引入成组系数(叶片组内某叶片受到的激振力平均幅值)/（单个叶片受到的激振力幅值）＝（叶片组内某叶片动应力幅值的均值）/（单个叶片动应力幅值）3、耐振强度（由材料试验确定）叶片振动产生应力的特性如图纵坐标：应力σ横坐标：时间t－平均应力（静应力）－幅值从图上看，＝0时，耐振强度即疲劳极限耐振强度曲线（复合疲劳强度曲线）试验方法：在一定温度下，给出平均应力，找出与它相应的经过无限多次应力循环而不发生损坏的最大交变应力幅值

，称为耐振强度。给出不同

，可以得到

，整理成曲线。改变工作温度，重复上述试验，可以得到不同的曲线。教材中P283图5.6.22（常用的三种叶片材料的耐振强度曲线）先确定—离心应力；—离心弯曲应力；—蒸汽弯曲应力；然后根据

，t曲线查耐振强度4、频率分散度I.汽轮机一级叶轮上叶片的频率不一样，出现频率分散。原因有两方面：制造方面—造成各个叶片质量、刚性差异·

安装方面—边界条件差异

Ⅱ定义：同一级中，测得的切向A0型自振频率最大值fmax与最小值fmin之差与平均值之比的百分数，由

表示。Ⅲ规定范围

频率分散度反映叶片制造安装的综合性能，若频率分散度太大，就不可能进行调频工作。正常情况下，可达4％以下，规定

<8％为合格5、振动倍率k与激振力频率相等或当叶片的自振频率整数倍，叶片要发生共振k振动倍率k↑，二次干扰之间的间隔↑，危险性↓

当k足够大，如k>6-7，就不容易产生共振损坏问题。6、调频叶片与不调频叶片

如叶片不允许在共振条件下长期运行，必须使叶片的自振频率与激振力频率及其整数倍避开一定的安全距离，这种叶片称为调频叶片。

由于采用合理的结构材料及阻尼，叶片能在共振条件下长期安全运行，无需将自振频率与激振力频率调开，这种叶片称不调频叶片。注意：

数量最多的中间级叶片基本频率较高，自振频率为激振力频率整数倍时相邻两个倍数，如3、4倍之间的频率间隔很小，小于一级叶片的频率分散度和转速波动引起的频率变化范围，这些级的叶片可能在共振状态下工作，必须采用不调频叶片。两种叶片的安全准则不调频叶片：主要考核叶片共振时的动应力水平调频叶片：考核叶片自振频率、激振力频率和频率调开的范围二、不调频叶片安全准则1、安全倍率Ab不调频叶片可能在共振状态下工作，从安全运行要求出发，共振时动应力

应小于材料允许的耐振强度ns

－安全系数Cd－动应力系数，与叶片结构、阻尼特性、振动类型、共振阶次及激振力水平有关。－蒸汽作用力在振动方向所产生的静弯曲应力，可以间接反映叶片动应力大小。叶片实际工作时的Ab>许用安全倍率时，即使叶片在共振状态下，也能安全运行。2、影响耐振强度因素（1）介质腐蚀修正系数k1蒸汽中带盐分，当盐分以较高浓度的溶液状态停留在叶片表面时，可能对材料产生腐蚀，降低耐振强度，降低程度用修正系数表示。蒸汽湿度较大区域（x<0.96）：k1＝0.8过热区：k1＝1过渡区：k1＝0.5（2）叶片表面质量修正系数k2抛光叶片不作修正k2＝1表面镀铬叶片，易产生龟裂，k2＝0.8应力集中修正系数k3k3按截面过渡处圆角大小而定，一般k3＝1.1～1.4，拉筋孔处k3=2.0尺寸修正系数kd

对材料试验条件的修正，因为材料耐振强度曲线是根据直径为

6mm的标准试棒试验求出的。降低，用kd修正。叶片厚度增加，

若叶型的最大厚度大于6mm，kd下降。可查曲线P285图5.6.24（5）通道修正系数k4汽轮机运行形成水垢，使通道有效流通面积缩小，蒸汽流速增加，蒸汽引起的弯应力增大。过热区域或蒸汽过渡区：k4＝1.1湿蒸汽区：k4＝13、影响弯应力的因素(6)成组影响系数ku成组系数μ的计算与激振力型式有关：低频激振力：高频激振力：（7）流场不均匀修正系数k5k5＝0.8～1.1对于级前级后没有抽汽进汽的，k5＝0.8级前有抽汽进气或级后有全周抽汽，k5＝0.9级后有抽汽或排汽，k5＝1.0级前级后均有进汽或抽汽，k5＝1.1对高频共振的A0及B0型，k5＝14、不调频叶片的安全准则不调频叶片安全准则按照安全倍率制定为保证叶片在共振条件下长期安全运行，应该上式中作为判别基准的动静弯应力之比及安全系数，采用统计的办法不调频叶片准则针对三种具体叶片进行。（1）允许切向A0型与低频激振力kn共振的第一种不调频叶片

n－低频激振力频率k－共振倍率叶片分类：叶片数据点间，有分界区。

在不同的k值下正在长期安全运行的叶片，可根据叶片的工作条件具体算出Ab值及k值。

试运行时出事故的叶片，也可算出Ab值及k值，标

于图上。在长期安全运行的叶片这数条据分界与线共上的振点损成坏为不的同k值下安全倍率界限值[Ab]。Ab>＝[Ab]，安全可以不调频对于低频激振力，切向A0型振动，不同k值时[Ab]的数值，见P286表5.6.1说明：

表中无k＝2的数值，因为k＝2，振动比较强，要调开共振频率，采用调频叶片来避开共振，k＝1更不行

k增大，即激振力的间隔相对增大，平均动应力下降，[Ab]下降k>12有另外值（2）允许切向B0型与高频激振力Znn共振的第二种不调频叶片共统计14种机种，15种叶片都是事故叶片，从统计分析中看出，叶片损坏的严重程度与安全倍率Ab的大小有密切关系。计算的叶片Ab越小，越危险。Ab<6时，事故频繁Ab>8时，事故偶然Ab>9.8时，运行十年以上发生断裂∴取[Ab]＝10（3）允许切向A0型与高频激振力Znn共振的第三种不调频叶片全周进汽级在相同激振力下，A0型振动的动应力为B0型的4倍，因此全周进汽的[Ab]为40左右，考虑统计安全叶片的最小Ab值为53，缺乏事故叶片的统计值，所以准则推荐为[Ab]＝45部分进汽级在同样的进汽量下，部分进汽级的激振力比全周进汽级的激振力要大，其[Ab]值也大些，按目前统计的安全叶片，最低Ab＝58，同样由于缺乏事故叶片点的数据，故准则暂时推荐[Ab]＝55三、调频叶片的安全准则（一）避开危险的共振区＝>采用频率避开值

由两部分组成：保证一定的[Ab]应具有的理论避开值＋考虑叶片运行后动频率的可能变化。（二）限制非共振状态下的动应力＝>判别的标准采用安全倍率界限值[Ab]，因为它根据耐振强度及动应力的关系得出，全面地反映叶片振动状态下的受力。[Ab]可以根据理论分析和统计得出：在一定的阻尼下，振动幅值有规律：共振幅值相应于叶片处于共振时的动应力。相应避开了一定距离的振动幅值，相应于调频叶片的幅值。

根据统计数据确定[Ab]。由于调开了共振，安全倍率界限值[Ab]可以大大降低。要求（一）（二）同时满足规定的指标1）频率分散度的概念。2）频率避开度

如：圆周有一只异常喷嘴，激振力频率n＝50Hz，叶片的自振频率fd＝170Hz，此时叶片不发生共振，安全。若叶片的动频率由于某种原因下降至150Hz，则

，即k＝3，叶片每自振3次刚好受到一次激振，发生共振。若叶片的动频率上升至200Hz，则

，即k＝4

叶片运行时的总是处于某两个k值之间，当叶片的频率变化时，有落在某个k值上而发生共振的危险性，所以要求离开上下k值一定距离，即要求有一定的避开率。调频叶片的新准则适用于两种叶片第一种调频叶片——切向A0型自振频率fd调开与低频激振力kn的共振调频要求：针对实际动频率fd提出来的叶片的

处于（k-1）～k之间，正常工作。横坐标为转速n－激振力频率纵坐标为了叶片不共振，

处于（k-1)～k之间。

转速的波动允许范围为49～50.5Hz，激振力的频率在n1～n2波动，应该避开波动的所有范围。为了叶片不在（k-1）n1附近发生共振，整级叶片的最低动频率应该比（k-1）n1高，即为了不使叶片在

附近发生共振，整级叶片中的最高频率

比

低。按统计数据，

＝7.5Hz，

＝7.5Hz。动频率满足这两条要求，则频率合格。

安全倍率要求：新准则规定，调频叶片工作时的动应力不能过大，即Ab不能过小，有规定的[Ab]值，见P288表5.6.2说明①与不调频叶片[Ab]比，在相同的k值下[Ab]要小。k增大，[Ab]小。②目前为止，国内未发现

<100Hz的叶片。③k>6时，考虑转速变动、叶片频率分散度，以及 ，上下无余地可调，即无法采用调频叶片，应按不调频叶片设计。(2)第二种调频叶片－叶片切向B0型振动频率调开与高频激振力Znn的共振B0型频率避开率的要求：级内测得最低自振频率f1比Znn高一定范围级内测得最高自振频率f2比Znn低一定范围△f1比△f2大3％主要是考虑到叶片运行后，由于温度，蠕变等影响， 会有所下降安全倍率要求：1、当叶片组B0型振动频率和激振力Znn满足避开要求时，不必校核B0型安全倍率。2、叶片组也存在A0型振动，A0型自振频率可能与激振力频率kn（k>=7）处于共振状态，因此要补充校核A0型和kn（k>=7）时的振动安全倍率。四、叶片的调频

如果确认叶片的自振频率避开率不能满足准则要求时，再看它能否作为不调频叶片在共振条件下运行，若强度不能满足不调频叶片的要求，应进行调频。1、调频的前提叶片包括围带与拉筋的安装质量应该合格。频率分散度△f<=8％如果△f太大，说明一级中叶片或围带，拉筋的安装工艺及筋骨程度差别太大。调频前，先把△f控制在允许范围内。2、调频手段改变叶片自振频率调频措施会同时涉及到叶片的质量与刚度，给自振频率带来的影响。改变激振力频率高频激振力：改变喷嘴数目低频激振力：没有办法改变，如有缺陷，应设法消除电厂常用方法：增加叶片与围带或拉筋的连接牢度加大拉筋直径或改用空心拉筋增加拉筋数目改变成组叶片数目增设拉筋或围带叶顶钻孔采用长弧围带一、叶片的动强度概念汽轮机受到因汽流不均匀产生的激振力作用，激振力由结构因素、制造和安装误差及工况变化等原因引起。因叶片高速旋转，所以激振力对叶片的作用是周期性的，叶片在振动状态下工作。叶片的振动分为两大类：1）自由振动：•Ⅰ）振动的频率称为自振频率，取决于(1)叶片本身的形状、尺寸、材料；

(2)叶片的边界条件，如叶根的紧固程度，有无围带、拉筋等；Ⅱ）叶片在自振过程中，受到阻尼作用，振动强衰减并消失，回到原来的平衡位置，振动振幅随时间变化的过程可用曲线表示。•振幅按指数规律递减，而频率基本不变。叶片在工作时的阻尼主要来自两方面：材料本身的内摩擦，介质的粘性阻尼。2）强迫振动强迫振动的频率等于激振力频率Ⅱ）强迫振动的振幅取决于激振力幅值大小；

激振力频率与叶片自振频率的接近程度，可用曲线表示。激振力频率与自振频率越接近，振幅越大，当两者相等将发生共振，振幅及动应力明显增大，最终可能导致叶片损坏。说明：在汽机叶片激振中，激振力往往是矩形的脉冲波，周期为T；叶片自振频率为激振力频率的整数倍时，因为激振力是脉冲形式，即f自＝kf激，也要激起叶片的共振，k＝3举例见P263图5.6.2为了保证叶片安全工作，必须研究激振力，叶片振动特性，及叶片在动应力作用下的承载能力，属叶片动强度范畴。目前还不能精确地对叶片动应力进行理论计算。二、激振力产生的原因及其频率计算叶片的激振力是由级中汽流流场不均匀所致，叶栅尾迹扰动结构扰动，部分进汽，抽汽口、排汽管，叶栅节距偏差等原因引起汽流流场不均匀。激振力分类：（一）低频激振力1、产生的原因：主要与结构因素有关••••

若个别喷嘴损坏或加工尺寸有偏差，动叶片旋转到这里受到一次扰动力；上下两隔板结合面处喷嘴错位或有间隙；级前后有抽汽口，抽汽口附近喷嘴出口汽流的轴向速度小，引起扰动；高压级采用窄喷嘴时，加强筋对汽流产生扰动；采用喷嘴配汽方式2、低频激振力频率计算（1）对称激振力，若引起汽流扰动的因素沿圆周对称分布，则

，n为动叶转速，k为一个圆周内的激振力次数。，动叶转速n，则每秒转（2）非对称激振力如喷嘴配汽有两个不通汽弧段相隔过2πn弧度。则周期，

，如果二个异常点的分布没有规律，就不可能与叶片自振频率合拍，引起共振。（二）高频激振力产生原因由喷嘴尾迹引起。另外汽流和通道壁面的摩擦力，使喷嘴出口沿圆周方向汽流的作用力不均匀分布，叶片每经过一只喷嘴片，汽流作用力就减小一次，即受到反方向的扰动。计算

Ⅰ）全周进汽，一般zn＝40～90。喷嘴沿圆周向是均匀分布，所以Ⅱ）部分进汽，部分进汽度e进汽弧度有个喷嘴，级平均直径dm，动叶经过一个节距所需时间所以，当量喷嘴数三、叶片与叶片组的振型所谓振型是指叶片在不同的自振频率下振动所具有的振动形状，可分为两大类弯曲振动：切向弯曲振动，轴向弯曲振动；扭转振动（一）单个叶片的振型1、单个叶片的振型（1）切向振动叶片振动容易发生在最大主惯性轴（2－2轴）方向，Ⅰ）叶片在激振力作用下振动，顶端也振动，称A型振动，按自振频率由低到高振型曲线上不动的节点数增加，A0

，A1，A2型振动A0在最低的自振频率下振动，一阶振型，顶部振幅最大，自上而下逐渐减小，只有根部不动。Ⅱ)B型振动叶片叶身振动，顶端不振动，称B型振动，B0B1B2上述振型中，A0型最危险，B0型次之（2）轴向振动振动沿最小主惯性轴（1－1）方向的振动称轴向振动。理论上有A0、A1，但轴向惯性矩大，振动频率高，不易出现有节点的轴向振动。2、单个叶片扭转振动叶片各个横截面重心的连线，组成了一条轴线，当叶片受到一个绕轴线来回变化的交变扭矩时，发生扭转振动，常在长叶片中出现。一阶振型－所有截面发生同方向的来回扭转，顶部转角最大，这时叶片中不扭转的线称为节线，（二）叶片组的振型1、叶片组弯曲振动（1）切向振动根据叶片顶部是否振动分A型、B型。A型振动－方向相同，叶片顶部的振幅最大。组内各叶片在围带联系下，振动频率相同，

A0型最危险。当有拉筋时，节

点往往在拉筋附近。B型振动－无节点的B0型最危险叶身振动时，围