阿尔斯通30万千瓦级汽轮机本体结构

2. 汽轮机本体 2.1 汽轮机本体结构 阿尔斯通30万千瓦级汽轮机本体结构，有其自己的特点，由于本体结构上的众多特点，构成了阿尔斯通汽轮机独特的启动方式和运行特性。 本体结构大体上和通常机组一样由转动部分和固定部分组成。转动部分主要有：叶片、叶轮、主轴和联轴器等部件；固定部分主要有：汽缸、蒸汽室、喷嘴组、隔板、隔板套、汽封、轴承、轴承座和机座等部件组成。 本体部分结构详见附图：汽轮机通流部分纵剖面图。 2.1.1 汽缸 汽轮机组的汽缸设计，分高压缸、中压缸和低压缸三缸结构布置。汽轮机由蒸汽的热能转变成旋转机械能的热力过程就在这三个汽缸内进行的。 汽轮机组各缸结构特性详见表2—1： 表2—1 特性 高压缸 中压缸 低压缸 结 构 内、外缸双层结构中分面对开，上、下缸用螺栓联接。 铸件加工 内、外缸双层结构中分面对开，上、下缸用螺栓联接。 铸件加工 内、外缸双层结构中分面对开，上、下缸螺栓联接。 钢板焊接后加工 级 数 l个调节级 10个压力级 12个压力级 2×5个压力级 重 量 高压缸总重58.76吨 不带转子重46.48吨 高外上缸重11.96吨 高外下缸重12.96吨 内缸重13.6吨 中压缸总重72.2吨 不带转子重55.8吨 中外上缸重15.4吨 中外下缸重17.41吨 中内上缸重4.25吨 中压内缸总重17.88吨 低压缸总重211.7吨 低压上缸重12.02吨 低压下缸重11.6吨 材 料 内缸为B64J－V （法国钢种） 外缸为ZG20CrMoV 内缸为B64J－V （法国钢种） 外缸为 ZG20CrMoV Q235C （法国钢种） 隔板 与隔 板套 设置 10级隔板 全部固定在内缸上。 12级隔板 前9级隔板固定在内缸上。 后3级隔板固定在l个隔板套上。 2×5级隔板 2×1个隔板套 前2级隔板固定在上隔板套上，后3级隔板固定在内缸上。 导 汽 管 4根导汽管： φ244 × 40mm 与4个调速汽门相接 2根导汽管； φ588 × 30mm 与2个调速汽门相接 2根导汽管： φ1020 × 10mm 从上部与低压缸相接 主 要 尺 寸 高压缸总体： 5249×2500×2575mm 不带转子高压缸总体： 3531×2500×2575mm 高外上缸： 3441×2500×ll25mm 高外下缸： 3420×2500×1450mm 高压内缸： 2230×1800×1630mm 中压缸总体： 4851×4010×3200mm 不带转子中压缸总体： 4165×4010×3200mm 中外上缸： 4080×4010×1500mm 中外下缸： 3935 ×4010×2255mm 中压内缸： 1835 ×1910×2200mm 中压内上缸； 1835 ×1900×1100mm 低压缸上缸： 3190×4500×2260mm 低压缸下缸： 3190×4186×2350mm 排 汽 口 2根排汽管 φ530mm 汽流向下 2根排汽管 φ1020×10mm 汽流向上 2个排汽口 6320×7500mm 汽流向下 汽 缸 壁 厚 外缸：约65mm 内缸: 进汽侧约190mm， 出口侧最薄处85mm。 外缸: 60mm 内缸:进口位置最薄处40mm 外缸：20mm 内缸：中段25mm 两侧20mm。 2.1.1.1 汽缸的一般性能 汽轮机的汽缸分为3个模块。在高压缸模块中，共有11级，其中包括调节级，全部为直叶片，根部直径为φ760～840mm，动叶片型线为改进后的2148CONS，具有良好的气动性能和加工工艺性，叶片按等β2流型设计，出汽角为21°。 通过改变静叶片型线的弦长来保证热力计算提供的出汽角和通流面积。 中压缸模块中共有 12个级，全部为扭曲叶片级，根部直径为φ820～1220mm，动叶片型线为改进后的2448COB，叶片按等β2流型设计，出汽角均为24°。 低压缸模块为双分流结构，各由5级组成。末级叶片高度为1055mm，根径为φ1680mm，轴向排汽面积为 2 × 9.36m2，在额定工况时的余速损失为36.65千焦／公斤，此模块的型号为L2.46，由于通流部分与内、外缸一起进行过多次汽动、强度和刚度试验，具有优良的性能。 各汽缸的设计效率分别为：高压缸：88 30％，中压缸：93．4％，低压缸：87. 9％（厂家资料介绍中由于部分 尺寸 手机海报尺寸公章尺寸朋友圈海报尺寸停车场尺寸印章尺寸 的变动，各缸效率值不一致，需按最终资料核实）。 2.1.1.2 汽缸的结构 高压缸为双层缸结构，内、外缸之间的空间在高压缸排汽室附近隔开，以维持内、外层之间有较高的温度（接近调节室温度）和较低的压力（高压缸排汽压力）。这样，保证了内缸外表面有较高的温度，降低了内缸的内、外壁温差，也可使外缸处于较低的压力下和较高的温度下，使内缸的热应力减小，又有利于外缸的膨胀并可使外缸的壁厚不必太大（约65mm）。 高压内缸通过上猫爪支承在外缸中分面处，外缸通过上猫爪支承在轴承座的水平中分面上，猫爪和支承面之间有滑块和垫块以便滑动。内、外缸均有双头螺栓紧固。下缸通过螺栓各自挂在上缸上，双头螺栓直接拧在下缸法兰上。法兰设计成高而窄（法兰宽度为200mm），使汽缸壁厚与法兰宽度之差较小，螺孔的大部分位于汽缸壁部分，使螺栓中心线、缸壁中心线和法兰宽度中心线三者一致。 这种结构对快速起动和变负荷运行有较好的适应性，不需要设置法兰加热装置。 高压缸无抽汽孔，所以高压缸内无隔板套，隔板都装在高压内缸之中。中压缸与高压缸一样也是双层缸结构，另外有一个隔板套。中压缸外壁 厚60mm，法兰宽度175mm。内、外缸之间有一个密封圈，将内外缸分成两个腔室。密封圈隔开第五级和第九级后的抽汽。密封圈由四段组成，靠弹簧推力贴在外缸内表面上。 结构见图2—1。 图2—1中压内、外缸间密封圈结构图 中压缸内有一个隔板套，它与内缸之间的环形间隙构成一个抽汽通道（即第九级后抽汽）。另一个抽汽口的汽流是通过中压内缸的专用开孔进入内、外缸之间的夹层，然后汽流从外缸抽出（即第五级后抽汽），简化了汽缸的结构。 参考图2—2：中压缸抽汽口布置图 图2—2中压缸抽汽口布置图 低压缸亦是双层结构形式，内、外缸均为钢板焊接，为保证汽缸有足够的钢性，其内部均有加强筋。外缸的加强筋将结构的分布荷重和真空应力有规则地传送到支承外缸的台板上。支承低压转子的两个轴承箱焊接在外缸的排汽口处。 低压内缸用上猫爪放在外缸加强筋骨架上，内下缸通过中分面的螺栓挂在上缸上。中压内、外缸之间在进汽口中心线处设有横销，以此为固定点内缸可以上、下、左、右、前、后自由地膨胀。 2.1.1.3 内缸的支承与热膨胀 汽轮机组的三个汽缸均为双层缸结构，由于各缸内、外层的尺寸，承受温度和使用材料的不同，在内缸的支承方式上，必须合理布置各自的热膨胀，使其能自由的膨胀而不产生任何约束应力。 膨胀值可以通过下式近似计算： ΔL=β·Δt·L 式中：ΔL——汽缸的热膨胀数值，mm。 β——汽缸金属材料的线膨胀系数，l／℃。 Δt——汽缸的平均温升，℃。 L——汽缸的长度，mm。 为了防止由于热膨胀而产生危险的应力和汽缸中心的变化，机组的高压、中压和低压三个汽缸的内缸，均采用内下缸通过中分面法兰螺栓吊挂在内上缸上的安装方式。高压缸在调节级处和排汽口处设有中分面导向滑块支承，两端下部设有纵销，内缸以调节级支承为固定点向前（顺汽流方向）膨胀。中压缸支承结构与高压缸基本相同，在进汽室与中压第二段抽汽室处设两组中分面导向滑块支承，两端下部设有纵销，中压内缸以进汽室支承为固定点向后(顺汽流方向)膨胀。中压内、外缸的结构，详见其结构图2—3。中压缸进汽室处中分面导向滑块的支承，详见其支承图2—4。 低压内缸的支承，前以叙述。中压缸与低压缸的隔板套与内汽缸的支承与一般机组相同，不再赘述。 这样的结构布置，可以使内缸在外缸中有规律地自由膨胀。 图2—3中压内、外缸的结构图 图2—4中压缸进汽室处中分面导向滑块的支承图 2.1.1.4 对汽缸夹层的加热与冷却 当金属零部件内部温度不均匀时，即使没有外界的约束，也会产生热应力，温度高的部位受到压应力，温度低的部位受到拉应力。在汽轮机的启动、停机和变工况时，这种热应力如果不加严格控制，将会造成危险的后果。 亚临界和超临界汽轮机组，一般都设计成双层缸结构，在内缸和外缸的夹层中通以温度和压力都较低的蒸汽，这样一方面减小了每一层汽缸所承受的压差，外缸只需承受夹层蒸汽的压力与大气压力之差；内缸只承受内缸里面的压力和夹层蒸汽的压差。每层汽缸的缸壁可做得较簿，有利于减小汽缸的热应力。另一方面，减小了每层汽缸所承受的温差，同样有利于减小汽缸热应力。 高压缸夹层蒸汽来源于调节级，蒸汽通过喷嘴组和高压内缸汽封组进入内外缸之间的夹层。内、外缸之间的夹层空间在高压缸排汽室附近隔开，以维持内外缸夹层之间有较高温度（接近调节级室的温度）。这股汽流通过内外缸夹层空间，既是启动时加热，又是停机时冷却内、外汽缸，同时亦使汽缸温度平衡，给外缸还提供完好的蒸汽密封。 中压内、外缸的夹层蒸汽，阿尔斯通在设计时以中压第五级后抽汽（即机组的六段抽汽）为汽源，这股蒸汽在汽轮机启动时加热内、外缸，但在正常运行和停机时，主要起冷却进汽段作用。但由于制造结构上不尽合理和汽封间隙调正配合上的不当，实际汽流被中压内缸前汽封漏出蒸汽所代替，使该蒸汽温度大大高于第五级后抽汽温度（约高 70℃左右）。因而在河南平顶山姚孟电厂发生中压缸横销温度过高，降低了材料的允许应力，加上原设计内、外缸的横销（导向滑块）结构不合理，强度不够导致变形，造成中压内缸移位的严重问 题 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 。在此之后，阿尔斯通在汽轮机的设计、制造上已经进行了纠正。 低压缸的内、外层之间，充满了各级抽汽，这些流动的抽汽，便是内外缸加热和冷却的汽源。 2.1.1.5 排汽缸的喷水降温 汽轮机在启动、空载及低负荷时。蒸汽通流量很小，不足以带走低压缸内由于摩擦、鼓风而产生的热量，因而造成排汽温度升高，影响到排汽缸温度也随之升高。排汽缸温度过高会引起汽缸较大的变形，破坏汽轮机动、静部分中心的一致和动、静间隙的分配，严重时会造成机组振动、摩擦或其它事故。排汽温度过高还可能会使凝结器内铜管泄漏。 汽轮机排汽缸配有喷水降温装置，避免在小流量时使排汽室过热。在末级扩压器出口四周装有喷水减温喷嘴，喷嘴安装在圆形联箱上，联箱装配在顺扩压器的边缘。由凝结水泵出口引一路凝结水经截止阀、滤网、分配孔，再经过24个喷嘴喷入低压缸排汽室。 喷水降温装置在机组启动转速达600rpm时，喷水装置自动投入。负荷达到额定功率百分之二十五时，喷水装置自动停止。减负荷时，当负荷减至额定功率的百分之二十时，喷水装置自动投入。 根据国产30万千瓦机组运行实践表明，由于末几级通流部分存在汽流回流现象，将喷水带回叶片根部出汽侧，长期投入喷水装置，对末级叶片有一定的冲蚀作用，应引起注意。 2.1.1.6 去湿装置 汽轮机组为亚临界参数，虽然经过一级中间再热，使排汽干度有所提高，但其末几级还是在湿蒸汽区工作。额定工况下，第27级和28级与此相对称的32级和33级的进汽湿度分别为0.9％和4.9％，末级叶片（第28级和第33级）出口蒸汽湿度达9.4％。 在湿汽区，由于蒸汽中含有不同程度的水份，对在其中工作的级带来一定影响。造成湿汽损失，降低级的内效率；湿汽中的水珠会引起动叶等部件的水蚀，降低部件寿命。所以本机组在第27级和第32级后装有去湿装置，以排除汽流中的部分水珠。 2.1.2 喷嘴组、隔板及隔板套 喷嘴组、隔板和隔板套是高压高温蒸汽在其间进行膨胀降压由热能转变成蒸汽动能的主要部件，它们的工作好坏直接影响着汽轮机通流部分的安全、经济。 2.1.2.1 喷嘴组 本机组在正常运行时是由高压缸的调速汽门来控制汽轮机组功率的， 4个高压调速汽门分别控制喷嘴室的4个弧段。4个弧段共有40个汽道，其中第一、二弧段各有9个汽道，第三、四弧段各有11个汽道。弧段由CO3L－J（法国钢种，对应国产牌号为2Cr11NiMoVNbNB—5）材料锻造加工制成，直接装于高压内缸喷嘴室内，组成喷嘴组。除第一级是喷嘴组外，其余32级全由静叶片隔板组成。 2.1.2.2 隔板 隔板由静叶片、隔板体、隔板外缘、隔板汽封等主要部件构成。由于工作条件不同，结构形式也有差异。本机组共有32级隔板，高压缸和中压缸前10级隔板采用内外围带焊接式结构。由于高压高温区段，级前后蒸汽压力相差较大，隔板两侧压差很大，隔板承受巨大的力，因此要求板体必须具备一定的强度和刚度，保证工作时不会损坏，并且变形量在允许范围内，否则级间的轴向间隙太小以致消失，会酿成重大事故。所以高压区段隔板体做得很厚。但为了减少蒸汽在静叶中的二次流损失，以提高级内效率，静叶不能做得很宽，因此构成了窄喷嘴厚隔板体和外缘的结构。 本机组第22级（中压缸倒数第二级）以后的12级隔板，采用静叶片直接与内、外板体焊接结构。将铣制的静叶片焊在预先冲好型孔的内、外围带之间，然后再与弧形隔板体和外缘相互焊接。这种结构没有加强筋，隔板的弯曲应力完全通过静叶传递到隔板外缘，所以一般用于隔板两侧压差不太大的区段。 高、中压缸内的全部23个隔板组（包括第一级喷嘴组），均自带本级动叶叶顶汽封。结构见图2—5： 图2—5隔板与本级动叶叶顶汽封结构图 静叶片在中分面处保持完整的形状，与苏联和国产机组静叶片在水平中分面处切开结构不同，这有利于提高静叶的刚度，提高级效率，减少汽流损失。 隔板固定在汽缸凹窝或隔板套中，必须考虑它们受热膨胀的自由和对中心的要求，装配时均应留有适当的间隙，本机组采用中心线支承方式，支承平面通过汽缸中分面，以保证隔板膨胀后的洼窝中心始终和汽缸的洼窝中心一致。隔板上、下半在中分面处用螺栓连接，减少漏汽。结合处有连接平键，实现上、下隔板之间的轴向中心一致。有轴向圆柱销，保证上、下隔板的左右中心一致。 2.1.2.3 隔板套 隔板套用来固定隔板，同时可使级间距离不受汽缸上抽汽口的影响，使汽轮机的轴向长度减小，简化了汽缸的形状。隔板套结构上的分级基本上是由抽汽情况决定的，充分利用隔板套之间的环形汽流通道无须加大轴向尺寸，可取得必要的抽汽通道面积。 汽轮机组共有3个隔板套，中压缸一个，低压缸对称各一个。高压缸的隔板全部支撑在高压内缸上。中压缸前9级隔板支撑在内缸上，后3级隔板支撑在隔板套内。低压缸前2级隔板支撑在隔板套内，其余3级直接支撑在低压内缸上，两侧对称。 隔板套在汽缸上的固定要求，基本与隔板固定的要求一致。由于隔板套上有2个或3个（甚至更多的）隔板，所以在结构尺寸上，前后压差上比相同区段的隔板要大，因此要求隔板套的整体强度、刚度和稳定性更高些。 2.1.3 汽缸结合面的螺栓 保证汽缸中分面密封不漏汽是结合面螺栓的基本任务。但结合面的密封性与许多因素有关，其中有汽缸的形状、法兰的几何尺寸、结合面的加工精度、蒸汽压力和温度、以及螺栓的予紧力等等。而引起汽缸密封困难的主要因素是温度的作用，由于高温，结合面联接螺栓会发生蠕变，长期运行会引起应力松驰，随着使用时间的加长，螺栓将伸长，其中的应力（予紧力）将不断地下降，要保证在1个大修间隔内保持汽缸结合面不漏汽，就要求拧紧螺栓时有一定的予紧力。阿尔斯通汽轮机汽缸结合面螺栓，在设计、制造上和予紧力的选取上有其自己的特点。 2.1.3.1 螺栓的结构 高、中压缸所有中分面的螺栓全部采用柔性螺栓结构，主汽门和高、中压导汽管的螺栓也是这样的结构。为了改变螺栓螺纹根部的应力分布，阿尔斯通根据试验和运行反馈，将螺栓螺纹段根部的螺纹外径车细，使螺栓的螺纹段根部直径比端部直径车细8%，以提高螺栓端部的应力，减少螺纹根部的应力，见图2—6。 图中：d一螺栓直径，mm S一螺距，mm L1一螺栓全长，mm L2一计算长度，mm L2＝LF+d/2+d/2 （即考虑在热紧螺栓时，上、下缸各有d/2长度 参与变形）。 LF＝双头螺纹根部之间的距离（即无螺纹部分的长度），mm。 图2—6螺纹尾部详图 2.1.3.2 螺栓的热紧和予紧力选取 高、中压缸结合面螺栓除中压缸排汽部分M52以下的螺栓外，其余的螺栓均采用热紧．根据汽缸内部的压力和法兰的温度分布，汽缸漏汽张口形状和螺栓节距等因素，按一定顺序进行紧固。 螺栓予紧力的选取有二种方法：一种是计算方法，认为在应力松驰时，螺栓的总应变不变，即螺栓的弹性变形和塑性变形之和不变来求；另一种方法是根据材料手册中的松驰曲线，由剩余应力查得初始予应力。 阿尔斯通取螺栓的予应力有2个数值，1个取予应力为36公斤／平方厘米（一般国产机组沿用苏联技术经验取用30公斤／平方厘米）；另一种数值是取总应变ε＝1.5 ‰（千分之1.5）。用两种数值的效果是完全一样的。 a)螺栓予紧力的计算： 据要求的螺栓予应变ε来求螺栓的热紧值，其计算方法： ΔL＝L2×1.5/1000 mm b)计算螺帽的热紧弧长χ 　　χ＝πφ×ΔL/S 式中：ΔL＝热紧时螺栓伸长值，mm L＝热紧螺帽弧长，mm φ＝螺帽外径，mm S＝螺距,mm 例：M100×5　螺栓热紧值的计算: 双头螺栓两侧螺纹根部的距离LF＝200mm,则计算长度： L2＝200＋100＝300mm ΔL＝L2×1.5/1000＝300×1.5／1000＝0.45mm M100×5螺栓的螺帽外径为φ150mm，螺距S＝5mm 则求得热紧弧长χ＝πφ×ΔL/S＝42.39mm 考虑结合面不平度加以修正，应取热紧值弧长为43mm。 c)热紧工艺： 先是用专用量规测量螺栓长度，随手板紧，测量其伸长0.02～0.03mm（检查结合面间隙，用0.04mm的塞尺不进），做好起始标志，标出要求热紧的弧长。用加热棒（或用火焰）加热螺栓，旋转螺帽达到要求弧长后停止加热。冷却到室温后，测量螺栓的伸长量，判定是否真正紧到要求值。若不足，要进行第二次热紧，按（2）式计算求χ，要按工艺要求进行热紧。加热温度可根据螺栓材料、长度和伸长量查资料得。温度必须受到限制不可过热。 高、中压缸结合面螺栓的热紧值，见表2—2： 表2—2 部位 螺 栓 规 格 螺栓全长 法兰高度 螺 栓 材 料 螺 帽 材 料 数 量（个） 心孔直径 紧 固 方 式 热 紧 值 螺帽读数 转角 （度） 弧长 (mm) 高外 M100×6 M100×6 628 828 400 600 20CDV5•08T 20CDV5•08T 44 4 22 22 热紧 热紧 1.08 1.48 103.47 131.34 132.23 167.6 高内 M110×6 M90×6 M72×6 568 528 422 320 320 250 Z20CDV611T Z20CDV12•1T 12 4 14 22 22 22 热紧 热紧 热紧 0.71 0.67 0.53 66.47 62.20 49.20 93.2 74.1 45.2 中外 M90×6 M72×6 M52×6 658 492 278 450 320 140 20CDV5•08T Z20CDV5•08T 42 24 8 22 22 22 热紧 热紧 冷紧 1.15 0.84 167 105.14 74.54 15.50 119 68.5 11.55 中内 M72×6 M64×6 M48×5 422 406 371 250 250 250 Z20CDVNb11T Z20CDV12•1T 4 22 6 22 22 22 热紧 热紧 冷紧 0.52 0.51 0.47 49.20 44.36 41.50 45.2 36.39 26.8 2.1.3.3 低压内缸结合面螺栓布置 低压外缸结合面螺栓是防止空气漏入排汽室，以影响机组真空严密性。 而低压内缸结合面螺栓，是防止蒸汽短路，漏入排汽室，影响机组的经济性。 阿尔斯通机组低压内缸结合面左侧螺栓（右侧与此对称）布置见图2—7， 螺栓的紧固程序，按检修工艺规定进行。 图2—7低压内缸结合面（左侧）螺栓布置图 2.1.4 转子及联轴器 转子是汽轮发电机组转动部件的总称，主要有主轴、叶轮、动叶片和联轴器等部件构成。转子上的动叶栅与静叶（喷嘴）组成汽轮机的通流部分，并将蒸汽的热能转换成动能。作用是：在动叶栅上的力矩通过叶轮、主轴和联轴器，驱动发电机转子。 转子除转换能量、传递力矩外，还要承受动叶栅、叶轮和主轴上各零部件质量所产生的离心力引起的机械应力，以及由该区段所处蒸汽的压应力和由温差产生的热应力等，阿尔斯通根据这些应力，对转子强度采用有限元法进行计算，以确保转子强度的可靠性。 对转子上的任何部件，要求加工精确，装配正确，安装符合 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 。转子上的任何缺陷，都将直接影响到汽轮机的安全、经济运行。 2.1.4.1 高压转子 高压转子工作在高温、高压区段。高速旋转下的转子承受很大的离心力和各种机械的、热力的应力。为了提高运行的可靠性，汽轮机高压转子为整锻转子。材料为B12N—S。为了避免套装叶轮的缺陷，高压转子上的11级叶轮全部由整锻加工车制而成。叶轮与主轴为一个完整的实体。 高压转子与中、低压转子一样，均按模块化设计。其几何尺寸，在30万 至36万千瓦等级范围内不做任何改变，只改动叶片高度和出口角度。 高压转子上开有中心孔，直径为Φ100mm，以消除锻造时造成的集中于主轴中心的杂质和金相疏松，保证转子的强度，同时也消除加工过程中引起的内应力。另外，可借以中心孔探视主轴的缺陷，也减轻了转子的重量。 本机组全部33个叶轮上均不开平衡孔，轴向推力由轴系布置中平衡。高压转子分布有3个平衡槽，分别在第一、第五和第十一级叶轮上，用以进行多平面加重块找平衡，避免因添加配重块过于集中所引起的力矩。 2.1.4.2 中压转子 中压转子工作在经过再热后的中压蒸汽区段内。其特点是，蒸汽压力不高，但温度较高。所以设计和制造时也采用整锻加工结构。材料与高压转子一样为 B12N—S。因为工作区段蒸汽的比容较大，所需的通流面积也较高压转子要大，故中压转子的尺寸相应地比高压转子大。中压转子上的12级叶轮与高压转子相同，全部由整锻加工车制而成。叶轮与主轴也为一个完整的实体。 本机组中压主轴上的中心孔由原来的Φ100mm改为Φ110mm，消除了残余的缺陷，但中心孔应力却增加了约3％。 在中压缸的12级叶轮上，分布有5个平衡槽，分别在第12、15、19和23级上（从高压转子调节级起向后数）。第23级叶轮上有2个平衡槽供加平衡重块用。 2.1.4.3 低压转子 低压转子的工作区域已处在蒸汽压力和温度都比较低而比容已很大的通流部分的末段，所以通流面积很大，叶片长度也相当大，因此，旋转时所产生的离心力很大，故要求转子有较大的刚性和强度。为此本机组的低压转子和高、中压转子一样也采用整锻转子，材料为B30A—S。2×5级叶轮也全部由整锻转子加工而成。叶轮与主轴也为一个完整的实体。轴上中心孔直径为Φ100mm。叶轮上分布有6个平衡槽，分别在双流的第24级（29级）、第 27级（32级）和第 28级（33级）叶轮上。第28级和第33级叶轮上还有平衡螺孔，供不揭缸加重用。 从上述转子平衡槽的分布情况分析，阿尔斯通是根据转子的重量长度来设计平衡糟的数量，既考虑了静平衡，又考虑了动平衡，从而保证了工作转速下的轴承振动达到最小。 为了增加汽轮机运行的机动性，降低热应力的集中，阿尔斯通根据运行的反馈和科研的成果，对转子结构进行了改进，取消了原来的汽封热弹性槽， 增大了叶轮与轴封之间过渡圆弧的半径（R），以减少应力集中，见图2—8。图2—8叶轮与轴封过渡区结构图 (a)为改进前结构，(b)为改进后结构。 2.1.4.4 转子应力计算 转子应力采用有限元法对转子进行强度计算。其机械应力由两部分组成，一是由离心力引起的机械应力；二是由该区段所处的蒸汽压力引起的压应力。 根据转子所在区段的温度水平，选取许用应力： 当工作温度在450℃以上，采用［σ］＝2/3R10•5 注：R10•5是指在550℃下10万小时的持久极限。 当工作温度在450℃以下，采用［σ］＝2/3R0.2 注：R0.2是指产生0.2％变形的弹性极限。 在额定工况下，转子各部分的计算应力如表2—3。 表2—3 计算应力点 转子内部应力（10牛顿/mm2） 转子表面应力（10牛顿/mm2） 当量应力σ 就地温度t 许用应力σ0 当量应力σ 就地温度t 许用应力σ0 高压转子 1 8.11 510.1 11.82 3.76 519.8 10.22 2 5.46 502.8 13.02 2.99 507.3 12.28 3 5.92 489.1 15.38 3.06 491.1 15.02 4 6.11 473.5 18.15 3.16 475.2 17.82 5 6.35 457.3 21.10 3.38 458.9 20.80 6 6.65 440 24.34 3.59 441.7 24.02 7 6.93 422.3 26.48 3.82 423.7 26.40 8 6.95 404.1 27.63 4.02 404.9 27.58 9 7.22 382.7 28.74 4.12 385.3 28.61 10 7.84 360 29.86 4.20 365.9 29.57 11 7.22 338 30.79 4.57 347.1 30.45 中压转子 1 7.7 522 9.88 3.92 529 8.8 2 8.49 510 11.84 5.03 512 11.50 3 9.3 494 14.53 5.63 496 14.18 4 9.61 477 17.52 6.19 478 17.33 5 9.92 457 21.16 6.81 458 20.93 6 11.46 436 25.10 7.53 437 24.91 7 12.81 412 27.13 7.15 414 27.00 8 16.30 387 28.53 7.82 389 28.43 9 14.00 359 29.90 8.55 361 29.80 10 14.98 331 31.04 9.23 332 31.00 11 16.69 300 32.18 9.39 300 32.18 12 16.63 270 32.96 12.04 270 32.96 低压转子 1 26.4 155 50.8 14.2 180 49.8 2 30.7 137 51.4 15.4 143 51.2 3 33.2 109 52.0 17.1 101 52.0 4 34.8 76 53.8 19.2 66 54.2 5 51.3 36.5 55.4 22.9 30.5 55.6 转子中的扭应力： 轴颈是转子上的最小断面部分，在传递力矩中应力最大。在额定负荷下处于正常的额定力矩，是安全的，但在运行中可能会发生二相短路或者非常难遇到的三相短路及在120°下非同步并列，要求各轴颈在这种异常情况下也能安全运行。 制造厂提供了转子有关轴颈在事故状态下扭应力见表2—4。 表2—4短路力矩和120°非同步并列力矩引起的应力（10牛顿/毫米2） 转子部位名称 扭应力（10牛顿/毫米2） 非同步并列 额定应力 二相短路 三相短路 许用应力 120°非同步并列 许用应力 高压转子后轴颈 7.9 11.9 11.7 39 10.3 45.4 中压转子前轴颈 7.9 11.8 11.8 39 10.9 45.4 中压转子后轴颈 5.9 9.5 10.0 39 9.4 45.4 低压转子前轴颈 4.3 7.1 7.4 46.2 7.2 53.9 低压转子后轴颈 7.2 21.7 20.7 46.2 49.4 53.9 发电机转子前轴颈 7.3 20.8 20.1 42.9 49.2 52.0 表中数据表明转子在各种故障情况下仍然是安全的。 2.1.4.5 转子的脆性转变温度 在汽轮发电机组的事故中，可能酿成重大危险事故的直接原因，主要是转子材料的不稳定破坏。转子和叶轮的强度计算，虽然是按平均应力学说计算的，但当材料的脆性转变温度高时，在低于平均应力学说的应力下，也会出现不稳定破坏，因而在机组的使用中对汽轮发电机组转子的脆性转变温度要特别重视。 每种材料都有一个呈脆性的最高温度，低于此温度，材料就不能产生塑性屈服以缓和裂纹尖端处发生的应力集中。因此，它在比较低的应力下就断裂。 韧性—一脆性转变温度也就是所称“FATT”，它表示在这个温度以上，材料呈韧性。材料工作在这个温度以下呈脆性。在呈脆性时，材料承受塑性变形的能力会因裂纹的存在而很快地降低到接近于零。 厂家提供转子的脆性转变温度： 高压转子： 100℃ 中压转子： 100℃ 低压转子： 15℃ 2.1.4.6 联轴器 汽轮机高、中、低压转子均为整锻转子，转子之间用刚性联轴器联接， 以传递扭矩和轴向力。联轴器的对轮与主轴是整锻为一体的，可使联轴器强 度增加，主轴长度缩短。联轴器装配时，必须保证转子中心一致，其偏差在允许范围之内。两个联轴器法兰通过使用锥形衬套，把螺栓孔咬合住。为了使每个锥形衬套和螺栓受力均匀，避免个别受力过大损坏，为此，对轮与衬套、衬套与螺栓之间必须精确配合，组装严密。 本机组在高、中压转子联轴器上还提供隔离环，使拆卸方便，并能防止联轴器法兰位移，保持起始中心。 联轴器的特制螺栓头及其紧固件都埋在对轮中，以减少转动时的鼓风损失。螺栓、螺母、垫圈和衬套的重量，在安装时都要做到相同或至少要对称，以免对机组的振动造成不良影响。设备出厂时，均已经过选配并作有记号， 现场拆装时必须仍按原位安装，不可随意换位。 联轴螺栓的紧固，由专用工具，通过液压（千斤顶）冷拉。冷拉值，根据联轴器传递力矩大小和螺栓直径决定。厂家在维护指南中有指示。松开时，用液压（千斤顶）将螺栓拉长后用手便可将螺帽旋松。 2.1.4.7 轴系 汽轮发电机组的轴系是由汽轮机的高压转子、中压转子、低压转子和发电机转子以及悬臂于发电机转子尾端的励磁机转子组成，共有8个支持轴承支承。 轴系总长：27754mm； 总重：130523kg； 总转动惯量：29720kg·m； 轴系特性见表2—5。 表2—5 汽轮发电机轴系特性表 序号 转 子 特 性 单位 高压转子 中压转子 低压转子 发电机转子 1 转子长度 mm 5376 4851 7909 9100 2 转子重心位置 mm 2808 2650 3987 4830 3 前支承位置 mm 778 348 1043 940 4 后支承位置 mm 4558 4348 6913 8640 5 前轴径 mm 200 250 400 450 6 后抽径 mm 250 360 450 420 7 前支反力 t 3.1 5.39 30.7 22.8 8 后支反力 t 3.64 7.38 31.18 23.8 9 转子重量 kg 6830 13100 63100 47600 10 转动惯量 kg· m 365 1445 21197 6788 轴系临界转速的确定： 各段转子的临界转速详见汽轮机的技术规范。 多轴机组的转子组成轴系后，由于各转子相互影响、相互制约，在轴系中各转子的临界转速与单独转动时的临界转速值是不同的，原来高的会压低一些，原来低的会提高一些。发电机转子重量重，跨距大，相对直径较小，所以其临界转速较低，它与汽轮机转子联成轴系后，会把汽轮机转子的各临界转速压低一些，而它本身的临界转速却会提高一些。 轴系的临界转速，在调试启动中应注意测定，确认后编入运行规程。 轴系安装挠度曲线及任一支点标高变化时对轴系中其它支点的影响见下页曲线图2—9及表2—6。 图2—9轴系静挠度曲线 表2—6任一支点标高变化0.1mm，各支点支反力的相对变化率（%） 支 承 标高降 0.1mm的支点 高 压 中 压 低 压 发 电 机 1 2 3 4 5 6 7 8 1 1.04 3.85 -2.35 0.01 0.01 0.00 0.00 0.00 2 4.86 -30.23 23.01 -2.06 0.11 0.01 0.00 0.00 3 -3.72 30.96 -23.2 6.41 -1.06 -0.05 0.03 0.00 4 0.03 -5.46 13.06 -25.16 8.36 -0.86 -0.13 0.01 5 0.05 0.79 -6.14 23.72 -9.13 2.65 -1.37 0.01 6 0.00 0.11 -0.30 -2.64 2.86 -9.41 10.88 -1.02 7 0.00 -0.02 0.12 -0.31 -1.15 8.44 -10.6 1.23 8 0.00 0.00 0.00 0.03 0.01 -0.79 1.23 -0.23 2.1.4.8 轴系的轴向力 汽轮机转子的轴向力，制造厂设计时从三个方面考虑相互平衡。首先在各转子单元设计时，尽可能使轴向力自相平衡，第二在各转子布置时考虑到轴向力的平衡，第三，整个轴系的残余轴向力由推力轴承来承担。 高压转子的轴向力，是由叶轮前后的压差所产生的静力和动叶片接受蒸汽喷射动能时所产生的轴向分力两部分合成。11级叶轮所承受的累计轴向力是很大的，为了抵消这部分推力，高压转子设计有平衡活塞，这个平衡活塞实质就是加大了直径的汽封体，在转子上形成明显的凸肩。本机组内缸汽封体的转子直径（Φ490mm）大于外侧两个汽封体的转子直径（Φ300mm），直径差形成的凸肩与调节级叶轮组成视在的平衡活塞。调节级叶轮后受第一级后的蒸汽压力而凸肩后受的是高压缸的排汽压力，这两个压力的差值与视在的平衡活塞组成一个与叶轮承受的轴向力相反的推力，在设计的额定工况下，两个相反的轴向力基本相抵。 中压转子与高压转子相同，外缸里侧汽封体的凸肩与中压缸第一级叶轮构成视在的平衡活塞，它前后各承受着第一级叶轮后的压力和中压缸第一段抽汽（中压缸第五级后）的压力。平衡活塞产生的轴向力，在设计的额定工况下，基本抵消了中压转子通流部分所产生的轴向力。 低压转子采用对称分流形式布置。因此，轴向推力自相抵消。 高压、中压和低压三个转子，布置上采用对称方式。高压转子的汽流方向由进汽向机头方向流动，而中压转子则由进汽向机尾方向流动，低压转子由中间进汽向前、后两个方向分流。这样，使三个转子因汽流作功而产生的轴向力又一次得到相互抵消。 即使设计上尽量使轴向力相互抵消，但在各种工况下，残余的不平衡推 力还是很可观的，这个不平衡推力最后将由推力轴承来承受。各种工况下的轴向力大小将在轴承与轴承座一节中详细介绍。 2.1.5 动叶片 汽轮机的动叶片是转子上主要部件之一。它的功能是将蒸汽的动能转变为推动转子旋转的机械能。本汽轮机的中、低压缸各级动叶片，均有不同程度的反动度，因此，动叶片同时又有将热能转变为蒸汽动能的功能。 动叶片由叶顶、叶身和叶根三部分组成。叶身是动叶片的主要部分，它的型线称为叶型。叶型的设计应尽可能满足气体动力学的要求，以提高效率，同时还必须满足叶片强度和加工工艺的要求。 动叶片在叶轮上组装形成叶栅。根据平面叶栅风洞试验，每一种叶栅有一个最佳的相对节距tOP。 tOP＝t／b（即叶片节距与叶型弧长之比值）。 注：tOP为相对节距，t为叶片在叶轮上的节距。 b为叶型弧长（即进口与出口处的连接直线）。 tOP如果大于或小于这个最佳范围都会使叶型损失增加，效率降低，长叶片这个问题更为突出。为了提高长叶片的效率就必须把长叶片设计成型线与沿高度变化的变截面叶片，即扭叶片，以适应圆周速度和汽流参数沿叶高变化的规律。 一定高度的叶片，在不同级的直径中，所产生的损失也不同，级的直径越小，产生的损失越大，因此长叶片的概念是综合叶片高度与级的直径这二个因素定出。一般常用径、高比θ来反映，即级的直径dm与叶片高度Lb的比值。 θ＝dm/Lb 实践证明，对于设计得较好的扭叶片比直叶片的轮周效率要高。θ越小，提高效率越显著。如θ＝8时提高效率1～1.5％；θ＝4时提高效率7～8％；当θ＝10时仅提高0.7％左右。为了降低制造成本和简化加工难度，一般认为θ小于10时采用扭叶片，而θ大于10时则采用直叶片。 2.1.5.1 叶身部分 汽轮机的高压缸11级动叶片全部为直叶片，叶型线为改进后的2148CONS。中压缸12级动叶片均为扭叶片，叶身型线为改进后的2448COB。低压缸2×5级动叶片也全部为扭叶片。 2.1.5.2 叶顶与叶根 全机组33级动叶片除末两级外，所有动叶片均为叉型叶根，自带围带。围带内弧面做成凹形，背弧面做成凸形，通常称为梯形围带，且在轴向有微量的位移，在装配时与内弧凹形产生挤压形成予扭，由于予扭使叶片产生弹性变形。在工作转速下即使由于离心力和热膨胀引起叶片伸长，围带节径增大，叶片间仍可保持紧密贴合，整圈叶片在振动时成为一个整体。在运行频带范围内有效地减振和减少谐振。按照整圈联接的三重点共振理论，这种联接形式将使叶片的安全性大为提高。整圈联接还可大大降低叶片的动应力，在保证安全可靠的前提下减少叶片的宽度，增加叶片的高宽比，使二次流的损失明显地降低，提高级效率。 由于自带围带还可以在围带的外径处加工成迷宫式汽封，从而减少漏汽损失，提高级效率；自带围带还可以使叶片之间形成光滑的通道，避免分组围带过渡处的扰动损失。 高压缸第一级为单列调节级，因在级中压降（恰降）大，汽流冲激力大，特别是在部分进汽的情况下。因此，设计动叶片的叶根宽于高压缸的其它级叶片。 叶顶部分的整圈围带，使每一叶片都带有予应力，通过围带传动箍紧叶轮。对于调节级叶轮上叶片的予应力是交变的，该交变扭矩加于叶片上，对箍紧叶轮更为有效。 2.1.5.3 末级与次末级叶片 末级叶片长度为1055mm，具有良好的气动性能，在额定工况下的余速损失为8.75千卡／公斤，根部反动度为0.292，顶部反动度为0.769。该叶片不带围带，在距根部875mm处有拉筋，其型式随叶根型式而异，对插入式叶根为拱形支杆，装配在叶片的方形孔内，采用预应力装配形成整圈。对于圆弧枞树形叶根为与叶片成为一体的扁平的鳍形拉筋，在静止时，每两只叶片拉筋处有0.2mm间隙，达到3000rpm后，由于扭转恢复（扭转恢复角约为5度），每两只叶片拉筋处紧贴并产生2吨推力，形成整圈连接。 枞树型叶根比叉型叶根有下列优点： a）采用圆弧枞树型之后，根部叶型的宽度可以减少20％。由于流道长度缩短而减小了近叶根处的叶型摩擦损失。扁平形的鳍形拉筋比拱形支杆拉筋对叶片通道汽流的干扰小用多。 b）圆弧枞树型叶根的承载能力，大于叉型叶根的承载能力。 c）圆弧枞树型叶根的末级叶片制造厂试装、动平衡之后，可以编号拆卸，单独装运，然后再在电厂重装，便于运输。而叉型叶根是不可能这样做的。 末级叶片防水蚀问题以前曾用过钎焊司太立合金的方法，现在采用高频局部淬火，在鳍片式拉筋上用等离子焊接碳化铬，厚度为0.1～0.2mm。 次末级叶片，叶片长度为550mm，叶根与本级一样采用圆弧枞树型。其叶顶处没有围带，是独立式的自由叶片。 2.1.5.4 叶片的材料 汽轮机动叶片材料选择为： 工作区域温度大于500℃，调节级、高压前几级和中压前几级采用C03L耐热不锈钢（法国钢种）。 工作区域温度在350～500℃，高压后几级、中压后几级和低压前两级采用法国C01L叶片钢。 低压末三级叶片采用GA公司C06L高强叶片钢。 2.1.5.5 叶片组装的要求 叶片在叶轮上的组装必须精确、严密，组装质量的好坏直接影响着叶片的自振频率，组装质量好的叶片，叶根与叶轮轮缘之间紧密配合，叶根与叶根之间牢固地贴合，叶片振动时，叶根部分不参与振动。组装质量不好，相当于增加叶片的长度和质量，降低刚性，使自振频率降低；自振频率低的叶片，在工作中易受低频激振力或高频激振力的作用，而发生共振，造成事故。 阿尔斯通在所有的叶片上都应用了整圈联接的理论，这样可使叶片振动应力大大地降低，对组装工艺要求严格。叶片安装前，每一级的每一只叶片都以“克”为单位用力矩称称重，同一级中各叶片的重量差要符合标准要求，并作标记，根据转子的不平衡重量和在平面坐标（x－y轴）内的位置，将各叶片按其重量分配到平面坐标的各象限内，按顺序编号作好记号，安装时对号入座。 由于调节级叶片短而宽，其弹性予扭装配使叶根对叶轮产生很大的扭力，为避免这种扭力对叶轮产生的不利影响，相邻叶片采用不同的扭曲方向，而其他各级则采用同向扭曲，以简化围带的结构。 叶片围带予扭见下页图2—10。 图2—10叶片围带予扭图 (a)调节级 (b)其他级 2.1.5.6 扭曲叶片的安装 扭曲叶片的安装方法以及扭曲值的调整和计算，以调节级为例： 安装时先将全级叶片分成若干组，每组配置1个加厚量为0.5mm的加厚叶片，用来调整予扭量。调节级共有58只叶片，分15组，其中13组为4只叶片，2组为3只叶片。先将每组的第一只叶片用临时销钉安装在叶轮上，并进行尺寸检查，其位置误差的允许值为±0.5mm。后将其他叶片松装，用铜棒打入，测量各叶片根部与轮缘之间的间隙（见图2—11），以及围带相对叶根的予扭值（χs），通过几何关系式计算其是否达到该级要求的予扭值（调节级要求予扭值χ＝0.11～ 0.21 mm）和修正值，再以标有“F”的加厚叶片来调整其予扭紧力，最后再正式安装固定（予扭叶片有专用工具）。 图2—11叶片予扭测量示意图 2.1.6 通流部分间隙和汽封结构 为了提高机组效率，汽轮机通流部分的动、静交界处都设有汽封，以阻止蒸汽或空气的泄漏。如在转子穿出汽缸处加装轴封；在隔板内孔与转子之间加装隔板汽封；在动叶围带和隔板复环之间加装围带汽封。 阿尔斯通生产的汽轮机，其通流部分轴向间隙的选取，是以运行中的胀差为依据，并考虑了隔板在压差作用下产生的挠曲变形，推力轴承的磨损和串轴间隙的影响等因素。因此，它可以在没有法兰螺栓加热装置和胀差保护的条件下，确保机组在任何工况下，其动静部分轴向间隙都不致消失，从而简化了运行操作，提高机组运行的灵活性。 2.1.6.1 梳齿式迷宫汽封 汽轮机组的全部汽封均采用梳齿式迷宫汽封。迷宫汽封依靠节流法增加阻力减少漏汽（漏气）。如：蒸汽在两侧压差作用下流经汽封片齿尖的径向间隙时，由于通道突然收缩，流速加大，压力降低，通过齿尖以后，进入小室通道又突然增大，流速急剧降低，在小室内形成涡流，使动能在等压下转变成热能并增加了流动阻力。汽流每经过一个齿尖的间隙，就受到一次节流，压力下降一次。理论研究和试验表明，梳齿愈多，流动阻力愈大，且通过汽封的漏汽量近似与汽封齿数的平方根成反比，与汽封径向间隙的大小成正比，并取决于汽封前后的蒸汽参数。阿尔斯通机组汽封齿数较多，径向间隙较小，漏汽（气）量小。但对制造、安装和维护提出了更高的要求。 2.1.6.2 汽缸轴端汽封 高、中压缸端部轴封全部采用高、低齿的梳齿迷宫汽封结构。汽封的轴向间隙较大，它由胀差计算决定，而径向间隙较小，一般在0.4～0.5mm左右。低压缸轴封是平的梳齿形结构，为了防止低压转子排汽区段被轴封蒸汽加热，影响转子温度，产生不必要的热应力，在靠近末级叶轮轮毂附近的排汽口处又增加一道汽封环。 2.1.6.2.1 高压缸前轴封 a)高压内缸前轴封 高压内缸前轴封有5组汽封环，每组有18个梳齿，轴向总长度为5 00mm。 5组汽封环嵌装在1个轴封套内，轴封套又嵌装固定在高压内缸的前端。在额定工况下，调节级汽室内蒸汽参数为14.62MPa,512.7℃，其中少量蒸汽经90 个汽封梳齿节流降压，其参数降至4.4 MPa,461.2℃。在高压调速汽门开启后，内缸轴封出口处漏汽压力比高压缸排汽室内压力高，一部分漏汽从高压内缸 的前端通过内、外缸夹层流向高压排汽端，可减小内缸内、外壁温差（在额 定工况下面Δt≈512.7－461.2=51.5℃），并加热了外缸，有利于外缸的膨胀。另一部分由外缸前轴封泄漏。 高压内缸前轴封的每个汽封环分为6块，其径向膨胀间隙0.2～0.5mm， 轴向间隙和开档尺寸见图2—12。 图2—12高压内缸前轴封梳齿示意图 轴向间隙在运行中的变化如下： 1）冷态启动：根据计算该处的正胀差为2.5mm，即其对应段转子向机头方向相对膨胀2.5mm，则1.7mm的轴向间隙增加2.5mm变为4．2mm，而3．3mm 的轴向间隙缩小2.5mm变为0.8mm，可保证齿和轴肩不会触碰。 2）正常运行：根据胀差计算结果，该处正胀差为0.4mm，即该段转子向机头方向相对膨胀0.4mm，则3.3mm间隙缩小至2.9mm，故间隙可靠。 3）甩负荷时转子收缩，产生0.9mm的负胀差，则1.7mm的间隙缩小到 0.8mm。 从上述三种运行工况可知，内缸汽封套内各汽封梳齿轴向间隙的余量均 在0.8mm以上。实际上在直径φ490mm处梳齿厚度只有0.8mm，故在运行中的最小轴向间隙大于0.8mm。 b）高压外缸前轴封 高压外缸前轴封共有6组汽封环，嵌装在一个轴封套内（第二轴封套）， 形成3个腔室，轴向总长度为474mm。从内缸前轴封出口至第一腔室有3组汽 封环，每组有14个梳齿。漏汽经过42个梳齿节流，参数降低至5.136巴，438℃，被引至四段抽汽（即中压缸排汽）。第二腔室是启动时向轴封供汽的 腔室，在正常运行时，该腔室参数是1.15巴，435℃，第一至第二腔室只有1汽封环，14个齿。第三腔室是轴封抽汽至轴封冷却器的腔室，其参数是0.965巴，277.9℃，第