N300汽轮机课程设计

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1、高压缸部分 一 热力系统的热力计算

主蒸汽压力Po=16.7MPa，高压缸的进汽损失?P?4.2%P0，故高压缸进口压力P01?P0??P?(1?4.2%)P0?16MPa。

由P01?16MPa，t0=537℃，查h-s图，hi0=3395.78KJ/kg。因为高、中压缸分缸压力一般为入口压力的18%~26%，所以选取排汽压力为

PEH?P01?22.630%?3.62MPa。

由PEH?3.62MPa等熵，查h-s图知 hHS?2981.1KJ/Kg故H01 = h0 - hHS =3395.78 – 2981 = 415KJ/kg。

初步估计高压缸效率为y?iH?88%，则实际焓降为： Hi??oiH?H01?88%?415?365.2KJ/Kg

hH?h0?Hi?3394?365.2?3029.8KJ/Kg

由以上数据，可画出高压缸近似膨胀过程曲线如图1-1。

2、中、低压缸部分

如第一部分所述，高压缸排出蒸汽通过再热器后压力降为3.26MPa，温度升高为537℃。 选取再热损失△P＝9.58%，所以Pzr=(1-△P) PzH =90.42%×3.62=3.272MPa。考虑中压缸进汽损失，有PI＝(1-1.74%)Pzr=(1-1.74%)×3.282MPa。由tzr=537℃，查h-s图可知， hzr=3537.7KJ/kg，中压缸效率可初步估计为?oim=90%，将中压缸 分缸压力选为入口压力的25.5%，中压缸的排汽压力为

PzI=25.5%×PI=25.5%×3.224=0.81MPa。

由PzI=0.81MPa等熵，查h-s图，知hzs=3106.7KJ/kg， H02=hzs=3537.7-3106.7=431KJ/kg

实际焓降Hi=?oim×H02=90%×431=387.9KJ/kg，所以蒸汽通过中、低压缸间的管道时，压力将会降低，取低压缸进汽损失△P=2% PzI，则低压缸进汽压力：

PL=(1-△P) PzI=(1-2%)×0.81=0.80MPa

由排汽压力Pk=5.4KPa，等熵查h-s图可知，hks=2273.8KJ/kg，所以： H03=h2-hks=hzr-hi-hks=3537.7-387.9-2273.8=875.3KJ/Kg。 初步估计低压缸效率=87%，则低压缸实际焓降： ’

Hi''=?oiL?H02=87%×875.3=761.51KJ/kg。

由以上所求出的各点参数值，便可画出中低压缸近似膨胀过程曲线。 综上可估计汽轮机的膨胀过程曲线。见附图1

hiK?hz?Hi''=3537.7-387.9-761.51=2388.3KJ/kg 3、确定各级轴汽点参数

（1）由汽轮机背压PK=5.4KPa，查饱和水蒸汽与饱和水表，在此压力下，饱和水蒸汽温

?度t?K=34.2℃，设过汽度为1℃，则冷凝器出口温度tK=tK=34.2℃。

在冷凝汽力，排汽在恒压下将汽化潜热传递给冷却水，不考虑蒸汽在冷凝器冷却管间的冷阻影响则可得凝结水的参数。压力为5.4KPa，温度为36℃，对应焓值HtK=143.5KJ/kg，给水温度为272.5℃，按饱和水考虑，查饱和水与饱和水热汽表可得：

tfw=1197.2 KJ/kg 则理论给水焓升R=tfw-tK=1197.2-143.5=1053.7 KJ/kg

（2）各加热器给水焓升分配

选择给水温度和加热级数后，合理确定热力系统及其给水焓升分配原则，对经济性和运行的可靠性有较大的影响。

通常对于非有再热机组，给水回热系统多采用等焓升分配原则。但对于中间再热式汽轮机，应考虑再热后蒸汽从焓值提高对给水回热的影响，往往使一个加热器的抽汽来自再热的冷端，并使该级给水焓升增大，约为再热后一级的1.5～1.8倍，从降低再热后回热抽汽压力，增加抽汽作功量，再热后各级给水加热一般也采用等焓升分配原则。在实际回热加热系统中，还应考虑除氧器的定压运行情况及加热器生产情况，热力系统的布置方式等因素。

对于本N300一次中间再热式汽轮机组，参考同类机组，考虑了生产实际中所遇到的各种因素的限制，将加热器参数汇总见下表（表1-2）

表1-2 回热加热器参数汇总表

4、热平衡计算

（1）估计总进汽量D0

D0?3600?Nel?m??D0 （1-1） H0??oi??m??el.g

其中 Nel――额定电功率

?m――机构效率

?0i――汽轮机组相对内效率 ?el,g――发电机效率

m――抽汽量增加系数

H0――汽轮机整机理想焓降

△D0――漏汽量和汽水损失

对于本N300型机组，各参数取值如下：

Nel=300000kw,?m=0.995，ηm=0.885，η［5］

el.g=0.987；对于中小功率机组△D＝（0.03-0.05）

D0，取△D＝0.03D0；又对于再热机组，M＝1.1~1.25，所以可选M＝1.248；从而H0＝H01＋H02＋H03＝1722.4KJ/kg，则D0?921.2 T/h。

5、对各级加热器进行热平衡计算，确定各级抽汽量

热平衡计算的目的是：确定热力系统各部分蒸汽和水的参数和流量，机组的功率、汽耗和热耗。计算主要是根据各加热器的流量平衡方程式和热量平衡方程式，以及通流部分的能量方程式进行的。计算过程中以汽轮机进汽量求解功率，然后校核功率，按所得的功率修正进汽量，反复进行多次热平衡计算，逐步逼近给定功率。

汽轮机段流量及功率具体计算如下表1-3所示：

表1-3 汽轮机段流量和功率校核计算表

续表1-3汽轮机段流量和功率校核计算表

6、功率校核

汽轮机总内功率Ni＝0.2778∑Djhij=305.676MW 机械损失△Nm＝1500kw

汽轮机轴端功率Ne＝Ni－△Nm＝304.176MW 机组电功率Nel＝Ne×ηg＝300.222MW 验算误差： ??

Ne1?N额300.222－?100%?0.07%?3%

N额300000

故功率校核合格。

机组电功率Nel基本符合已定的计算功率，原先估计的进汽量正确。不用再修正进汽量。

7、主要经济性能指标计算

(1)汽耗率

d?D0/Ne1?(2)给水泵耗功

NP?(D0??h)/(3600??P) （1-2）

921?1000

?3.07KJ/(kw?h)

300222

?h为1kg给水焓升，?h=16.6KJ/kg

?P为给水泵效率，?P=0.95

故NP?

921?16.6?1000

?4517.9kw

3600?0.94

(3)发电机净功率：

Ne1?Ne1?NP?300222?4517.9?295704.1kw (4)热耗率：

q＝d[(t0-tfw’)+（De/D0）*(hr-hk)]=8032.1 kJ/(kW.h) (6)装置效率：

?e1?3600/q?(3600/8032.1)?100%?44.82%

8、整机热力过程线

图1-1 整机热力过程线

二 通流部分设计

2.1 透平的直径及级数确定（调节级除外）

2.1.1 选定汽缸和排汽口数

本N300型汽轮机组为单轴双缸双排汽，冷凝式再热汽轮机，其中高中压合缸。

2.1.2 确定第一压力级平均直径和末级直径

1、第一级平均直径 d1?60G1V1sX1 （2-1） 2M1?n1l1?sin?1

对第一级静叶，参考同类机组，取参数如下： 喷嘴流量：G1?

速比：X1=0.61

转速：n=3000r/min

部分进汽率：??1

出口截面高度：l1?0.064m

流量系数：?1=0.960

出口角正弦值：Sin?1?0.25 (D0??D0)?100095%?921??251.25kg/s 36003.6

V1s?0.028m3/kg 故d1?60?251.25?0.61?0.028?0.845m 20.960?3.14?3000?1?0.064?0.25

2、高压缸末级平均直径

高压缸末级平均直径 dE?GzzVz

?2?c2H0Tsin?2

［9］ （2-2） 对高压缸末级动叶，参考同类机组

气体流量： GE?，知： D0??D0?D1?232kg/s 3.6

?z取10.0，?c2取0.004（余速动能损失系数）［6］

在高压缸出口出口角接近90°，取sin?2?1；H0T=H0-H调＝415－72＝343KJ/kg为高压缸

的等熵焓降VE为末级出口气体比容，VE＝0.078m/kg（调节级焓降H调＝98KJ/kg,其效率在额定工况下90％），故。参考同类机组：取d1=845mm， dZ=1065mm。 3dE?232?10.0?0.078

3.14?2?0.004?343?1000?1?1.065m

2.1.3 确定高压缸压力级的平均直径，速比和焓降的变化规律

1、确定压力级平均直径的变化

根据《汽轮机原理》所描述的蒸汽通道形状，确定压力级平均直径的变化规律，通常采用作图法。在纵坐标上任取长度为a的线段BD（一般a=25cm），用以表示第一压力级至末级动叶中心之轴向距离。在BD两端分别按比例画出第一压力级与末级的平均直径值。根据选择的通道形状，用光滑曲线将A、C两点连接起来。AC曲线即为压力级各级直径的变化规律。

2、压力级的平均直径dm（平均）

将BD线等分为m等分，取1、2、3……m-1点。为了减小误差，建议>6。从图中量出割断长度，求出平均直径为dm＝1014mm。

dm（平均）=（AB+（1-1）+（2-2）+……+CD）/（m+1）*k ，

式中的k 为比例尺。（见图3-1）

图2-1 压力级平均直径变化曲线图

3、确定速比

Xa=u/ca。参考同类机组，Xa＝0.57，逐级增加。

4、确定平均焓降

己选平均速比Xa（平均）=0.62， 则

Δht（平均）=0.5*（π*dm（平均）*n/60/Xa（平均））＝33 kJ/kg

5、确定级数

Z=(1+α)*Δht/Δht（平均）＝10.3取整为Z=11级。式中Δht(p)--压力级的理想比焓降，α为重热系数，本机α=0.05，将Z取整。

6、各级平均直径的求取

求取压力级级数后，再将上图中BD线段重新分为(Z-1)等分，如图所示。在原拟定的平p2

均直径变化曲线上，求出各级的平均直径，如图2-2。

图2-2 各级平均直径大小

7、各级比焓降分配

根据求出的各级平均直径，选取相应的速比，求出各级的理想比焓降Δht。 Δht=0.5*(π*dm*n/60/Xa)^2

2.2 高压缸焓降分配

参考以上数据，参考同类机组。可将高压缸各参数列表如下：

表2－1 高压缸比焓降分配表

2.3 中低压缸的级数确定和各级焓降的分配

重复上面的步骤，可得中、低压缸参数的汇总数据：

中压缸：

表2-2中压缸比焓降分配表

低压缸：

表2-3低压缸比焓降分配表

3.4 详细计算高压缸第一压力级

3.4.1 高压缸第一压力级计算过程

高压缸第一压力级详细计算过程如下表所示：

表2-4高压缸第一压力级详细计算过程

2.4.2 高压缸第一压力级速度三角形

高压缸第一压力级速度三角形如下图所示：

图2－3高压缸第一压力级速度三角形

图中：C1＝167.5m/s，C2=45m/s，u1=132.7m/s，u2=132.7m/s，w1=52.2m/s，w2=154.5m/s，

?1?15?，?2?69.3?，?1?56.20，?2?15.8?。 2.5 各压力级详细计算表格

2.5.1 调节级详细热力计算表格

表2-5 调节级详细热力计算表格

2.5.2高压缸末级详细计算表格

表2-6高压缸末级详细计算表格

2.5.3中压缸第一压力级详细计算表格

表2-7 中压缸第一压力级详细计算表格

2.5.4中压缸末级详细计算表格

表2-8中压缸末级详细计算表格

2.5.5低压缸第一压力级详细计算表格

表2-9低压缸第一压力级详细计算表格

2.5.6低压缸末级详细计算表格

表2-10低压缸末级详细计算表格

3.6 调节级、高压缸第一压力级、末级速度三角形图

各项数据

调节级进口速度三角形 α1=14°,β1=23°

调节级出口速度三角形 α2=44°,β2=17.7°

圆周速度u=405.3

图2-4 调节级、高压缸第一压力级、末级速度三角形图

三 汽轮机结构设计

3.1 热力系统设计

3.1.1 主蒸汽及再热蒸汽系统

本300MW机组主蒸汽系统采用单元制系统。本系统的优点是系统简单、管道短、阀门少，能够节省大量的高级耐热合金钢；事故仅限于本单元内，全厂安全可靠性比较高；控制系统按单元设计制造，运行操作少，易于实现集中控制，提高自动化水平；工质压力损失少，散热小，热经济性较高，效率高；维护工作简单，费用低，主厂房土建费用少。

高压缸的排汽一部分进入二号高压加热器，一部分进入再热器进行再热，提高系统的效率。

本机组配置了旁路系统，它对于锅炉稳定燃烧、汽水回收和机组快速启动等都十分有利。旁路系统设计了两级旁路。主蒸汽旁路直接引入高压缸排汽，二级旁路是再热蒸汽直接引入凝汽器。

本机组主蒸汽及再热蒸汽系统具体设计见图3.1。

图3.1 主蒸汽及再热蒸汽系统图

3.1.2 给水回热系统

给水系统是从除氧器给水箱下降管入口到锅炉省煤器进口之间的管道、阀门和附件之总称。回热系统包括了低压给水系统和高压给水系统，回热系统

为了减少冷源损失，提高机组的热经济性，提高给水温度，采用了抽汽加热给水的回热系统，包括一台混合式加热器做除氧器，七台表面式加热器，其中四台低压加热器，三台高

压加热器。

全机共有八段非调整抽汽，分别在8、12、17、21级后和低压缸第2、4、5、6级后，抽到相应的加热器中加热给水，回热系统见附回热系统图。

在热力系统中，设置有一台凝汽器，两台涉水抽汽器，四台低压加热器和三台高压加热器。

本机组给水回热系统具体设计见图4.2。

图4-2 给水回热抽汽系统图

3.2 汽轮机本体结构设计

3.2.1 蒸汽流程

本30万千瓦汽轮机采用喷嘴调节，新蒸汽通过两个高压主汽门，四个高压调节汽门进入高压缸。高压缸排汽经排汽逆止门进入中间再热器，蒸汽再热后经过两个中压主汽门，四个中压调速汽门进入中压缸。中压缸排汽进入两个排汽缸后，排入凝汽器。汽轮机负荷变化主要依靠高压缸调速汽门调节，在低于额定负荷35%时，中压调速汽门才参与调节，其余工况中压调速汽门全开。事故停机时，主汽门和调速汽门快速关闭，以防事故扩大。

汽轮机通流采用冲动式与反动式组合设计。新蒸汽从下部进入置于该机两侧两个固定支承的高压主汽调节联合阀，由每侧各两个调节阀流出，经过4根高压导汽管进入高压汽轮机，高压进汽管位于上半两根、下半两根。进入高压汽轮机的蒸汽通过一个冲动式调节级和11个反动式高压级后，由外缸下部两侧排出进入再热器。再热后的蒸汽从机组两侧的两个再热主汽调节联合阀，由每侧各两个中压调节阀流出，经过四根中压导汽管由中部进入中压汽轮机中压进汽管位于上半两根、下半两根。进入中压汽轮机的蒸汽经过9级反动式中压级后，从

中压缸上部排汽口排出，经中低压连通管，进入低压缸中部。低压缸为双分流结构，蒸汽从通流部分的中部流入，经过正反向7级反动级后，流向每端的排汽口，然后蒸汽向下流入安装在每一个低压缸下部的凝汽器。汽缸下部留有抽汽口，抽汽用于给水加热。

3.2.2 高中压阀门

高压主汽调节联合阀壳是一个整体合金钢锻件，机组装有两个高压主汽调节联合阀，分别位于高中压缸两侧，每个主汽调节联合阀包括一个水平安装的主汽阀和两个相同的垂直安装的调节阀。这些阀门的开度均由各自的油动机来控制，油动机由数字电液调节系统来控制。联合阀总的体积小，运行维护方便。调节阀碟为球形，阀头与阀杆为松动连接，以使其具有良好的对中性能。主汽阀可作紧急关闭用，也可在起动时控制转速。阀门均依靠液压开启，弹簧关闭。

再热主汽调节联合阀壳是合金钢铸件，机组装有两个再热主汽调节联合阀，分别位于高中压缸两侧，每个再热主汽调节联合阀包括一个摇板式主汽阀和两个调节阀。再热主汽阀是具有转轴的不平衡摇板式阀门，设外旁通节流孔以平衡摇板前后的压力，从而保证阀门在实验情况下能打开。调节阀平衡式阀门，阀蝶头部具有挠性结构，可缓冲与阀座接触的冲击并提高密封性。这些阀门的开度均由各自的油动机来控制，油动机又由数字电液调节系统来控制。

3.2.3 汽缸结构

1、高中压缸

高压缸设计为双层缸结构，中压缸为单层隔板套式结构，其中低压缸是对称分流式。为满足机组快速启动需要，高中低压缸均设有法兰、螺栓加热装置。

汽缸横向定位，依靠与台板和轴承座相配的滑销来保证.纵向热膨胀有两个死点。高中压缸向前膨胀，低压缸向后膨胀，它们依靠轴承座与台板间的纵销导向。其前后端汽封是耐高温、耐腐蚀的薄钢带制成。

汽缸的结构形式和支撑方式在设计时给予充分考虑，当受热状况改变时，可以保持汽缸自由且对称的收缩和膨胀，并且把可能发生的变形降到最低限度。高中压汽缸由高中压外缸，高压内缸和中压内缸组成，形成双层缸结构。为了使每层汽缸承受的压差和温度都降低，设有蒸汽冷却系统。由合金钢铸造的高中压外缸通过水平中分面形成了上下两半。内缸同样为合金钢铸件并通过水平中分面形成了上下两半。内缸支撑在外缸水平中分面处，并由上部和下部的定位销导向，使汽缸保持与汽轮机轴线的正确位置，同时使汽缸可根据温度的变化自由收缩和膨胀。

高压汽轮机的喷嘴室也由合金钢铸成，并通过水平中分面形成了上下两半。它采用中心线定位，支撑在内缸中分面处。喷嘴室的轴向位置由上下半的凹槽与内缸上下半的凸台配合定位。上下两半内缸上均有滑键，决定喷嘴室的横向位置。这种结构可以保证喷嘴室根据主蒸汽温度变化沿汽轮机轴向正确的位置收缩或膨胀。主蒸汽进汽管与喷嘴室之间通过弹性密

封环滑动连接，这样可把温度引起的变形降到最低限度。外缸上半及内缸下半可采用顶起螺钉抬高，直到进汽管与喷嘴室完全脱离，然后按常规方法用吊车吊起。在拆卸外缸上半或内缸下半时，尽量保持进汽密封处蒸汽室的形状，当汽缸放下时与密封环同心。

汽轮机高压隔板套和高中压进汽平衡环支撑在内缸的水平中分面上，并由内缸上下半的定位销导向。汽轮机中压1号隔板套﹑中压2号隔板套和低压排汽平衡环支撑在外缸上，支撑方式和内缸的支撑方式一样。

高中压缸的上下半，在水平中分面上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，必须对它们进行初始拧紧获得一定的预应力。高中压内缸之间由平衡环隔开，为了使螺纹部分应力均匀，不易咬扣，因此采用3/1000锥形结构，并采用缩劲结构，因此负荷适应性好。

2、低压缸

本机组低压外缸全部由钢板焊接而成，为了减少温度梯度，设计成3层缸。由外缸、1号内缸、2号内缸组成，减少了整个缸的绝对膨胀量。汽缸上下半各由3部分组成：调端排汽部分、电端排汽部分和中部。各部分之间通过垂直法兰面由螺栓作永久性连接而成为一个整体，可以整体起吊。

排汽缸内设计有良好的排汽通道，由钢板压制而成。面积足够大的低压排汽口与凝汽器弹性连接。低压缸四周有框架式撑脚，增加低压缸刚性，撑脚座落在基架上承担全部低压缸重量，并使得低压缸的重量均匀地分在基础上。在低压缸撑脚四边通过键槽与预埋在基础内的锚固板配合形成膨胀的绝对死点。在蒸汽入口处，1号内缸、2号内缸通过1个环形膨胀节相连接，1号内缸通过1个承接管与连通管连接。内缸通过4个搭子支承在外缸下半中分面上，1号内缸、2号内缸和外缸在汽缸中部下半通过1个直销定位，以保证三层缸同心。为了减少流动损失，在进排汽处均设计有导流环。每个低压缸两端的汽缸盖上装有两个大气阀，其用途是当低压缸的内压超过其最大设计安全压力时，自动进行危急排汽。低压缸排汽区设有喷水装置，空转或低负荷、排汽缸温度升高时按要求自动投入，降低低压缸温度，保护末叶片。

3.2.4 转子结构

1、高中压转子

高中低两个转子，依次为整锻、争端加套装和套装结构，高中和中低转子间均为刚性联结，高中压转子共用三个轴承支撑，考虑到安装，检修需要，特备有中轴瓦。

高中压转子是由GmoV合金钢整锻而成的无中心孔合金钢整锻转子，它们并没有断开，全长6985mm，装叶片后的最大直径为1510mm。转于可以由流经调节级冷却孔的蒸汽冷却，因为蒸汽流经调节级后焓降较大。中压进汽部分由高压缸排汽抽出一段蒸汽用来冷却转子。推力盘，主油泵，测速齿轮、推力轴承的推力盘及危急遮断器均安装在转子前端用螺栓联接的伸长轴上。高压缸叶片全部为具有T型叶根的直叶片。为了平衡轴向推力，高中缸内的汽

流流向相反，同时还有三个平衡活塞，对轴向推力进行平衡，以保持不大的巨向推力，确保额定负荷时转子不飘移，运行平衡。

2、低压转子

低压转子是由GrNiMoV合金钢整锻而成的无中心孔合金钢整锻转子，转子全长7510mm，安装叶片后最大直径为3478mm。转子的结构特点是以进汽中心线为基准，两侧对称，中间的2×5级呈转鼓结构，而次末级和末级为整锻叶轮结构，以达到合理的应力分布，低压部分前2×5级为直叶片，叶根采用侧装或枞树形。末级叶片长890mm，其叶型是根据三流元分析和模型试验确定的变截面扭曲叶片，汽流分布均匀，有两个自带的拉筋用来调整叶片的固有频率，在叶片的进汽边顶部镶焊有成型的防水刷司太立合金片，以抗水刷。由于低压转子采用对分式，其轴向推力基本能够自相平衡，无需采取其他平衡措施。

3.2.5 联轴器

联轴器是连接多缸汽轮机转子或者转子与发电机转子的重要部件，借以传递扭矩，使发电机转子克服电磁反力矩作高速旋转，将机械能转变为电能。

高中压转子与低压转子的连接，以及低压转子与发电机转子的连接均采用刚性联轴器。这样形成的旋转单元是由高压转子上的推力轴承轴向定位，并有6个径向轴承支持。高中压转子与低压转子的刚性联轴器采用螺栓连接，而低压转子与发电机转子的刚性联轴器，因需传递的扭矩较大，初用螺栓连接外，还采用了剪力环结构。

3.2.6 叶片结构

叶片是由动叶片和静叶片组成的。动叶片安装在转子叶轮上，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者汽缸上，在反动式汽轮机中起喷嘴作用。叶片由叶跟、工作部分、叶顶连接件（围带或拉金）。

1、高压部分叶片

（1）调节级叶片

本300MW机组调节级采用用单列冲动级，既有较高的效率。调节级由固定在喷嘴室上的喷嘴组及与之相配的安装在转子叶轮上的冲动式动叶栅组成。在额定工况下，级前汽压力为16MPa，气温537℃，级后压力11.77MPa，整级压差4.23MPa，部分进汽度为0.95。本机组调节级叶轮与转子锻成一体，采用了枞树型叶根。叶片采用整体围带，为了减低振动应力，围带上还嵌入钢带，将叶片分组铆接起来，形成双层铆接围带结构。调节级动静叶片的几何尺寸见附表1：调节级详细热力计算表。

（2）高压反动级叶片

高压反动级由11个发动压力级组成。在第7、11级后，有两段回热抽汽去1、2号高压加热器。高压反动级的动静叶片均采用等截面直叶片。动叶片经铣制或者锻造而成，动叶型线为5600A，采用切向装配的T型叶跟，叶顶用斜围带分组连接起来；静叶由型材加工而成，具有偏置的根部和整体围带。叶根和围带分别在沿叶片组成的内缘和外缘上焊接在一起，，构

成叶片隔板，并在水平中分面处分成两半，每半块叶片隔板嵌入静叶持环的直槽中。当上下两半叶片隔板装入后，则在直槽侧面的凹槽中，用一系列短的L型锁紧片使其固定。动静叶具体数据见附表中各高压缸压力级详细计算表。通流部分图见大图。

2、中压部分叶片

中压部分全部采用反动式压力级，共9级，期间由两段回热抽汽，分别在第17级和第21级后。动叶片采用等截面直叶片，静叶片采用S7640－2、S7660－2的扭转叶型。叶根为枞树型，动叶用斜围带连接成组。中压缸动、静叶数据具体见附表中各中压缸压力级详细计算表。通流部分图见大图。

3、低压部分叶片

低压部分叶片采用对分流布置，两端对称的叶片尺寸相同，但方向相反。蒸汽由低压缸中部引入，经分流环导向两端流动，各自通过7个反动级后，经排汽口进入凝汽器。低压部分全部静叶采用扭叶片，动叶采用等截面叶片。低压部分两端的1～5级用斜围带分段将动叶片连接成组。第6级为自由叶片，第7级由两根拉金将叶片连接成组。所有动叶片仍采用侧装式枞树型叶根。

本机组动静部分的轴向间歇较大，这样可以适应较大的相对膨胀，因此减少了胀差对机组启动过程的限制，有利于机组参与电网调峰。

3.2.7 静叶环和静叶持环

反动式汽轮机动叶片直接嵌装在转子的外缘上，静叶环装在汽缸内壁或者静叶持环上。

1、高中压缸静叶环和静叶持环

本机组的高中压缸静叶片由方钢加工而成，具有偏置的根部和整体围带，各叶跟和围带在沿静叶片组的外圆和内圆焊接在一起，构成相似隔板形状的静叶环。高压缸有11个反动级，其静叶环全部支撑在一个静叶持环中，而静叶持环固定在高压内缸上。中压缸前五级的静叶环支撑在一个静叶持环中，而静叶持环固定在中压缸内缸上，后四级的静叶环支承在另一个静叶持环中，而此静叶持环固定在中压外缸中。

2、低压缸静叶环和静叶持环

低压缸的静叶环，其结构形式与高中压缸的静叶环相似。低压缸是对分式布置，该缸有两个静叶持环，中压缸端的前2级静叶环支承在一个静叶持环中，而该静叶持环固定在低压一号内缸上。在发电机端的前四级静叶环支承在另一个静叶持环中，该持环也固定在低压一号内缸上。静叶环内圆上开有汽封槽。

3.2.8轴承和轴承座：

本机配有5个主轴承，均系三油楔式，其正常工作位置（从机头看）应为沿轴承水平面逆时针方向倾斜35度，只有这一位置它能承受负荷。为了机组起停时减小盘车力矩，并避免轴承合金的磨损，还配置了高压油顶轴装置。

主油泵布置在前轴承箱中，经齿形联轴器由汽轮机主轴带动。

本汽轮机有4个径向支持轴承，高中压转子和低压转子各2个，编号为1号、2号、3号、4号。1号和2号轴承均为可倾瓦式轴承，3号和4号轴承为三垫块式圆轴承。高中压转子采用了十块可倾瓦式的支持轴承，该轴承在湿度变化的情况下仍能保持对中，由于可倾瓦块用球面调整销支承在轴承套内，所以自位性能好，特别适用于柔性转子，此外还有调整块可调整轴承的中心位置。该轴承由4块浇有巴氏合金的可倾瓦、轴承体、和轴承壳体以及其他附件组成。两个轴承的轴劲分别为?304.8mm和?365.6mm。长径比约为0.7，间隙比为

1.8‰。

低压转子采用两个相同的三垫块式圆轴承，轴承外圆的三垫块为球面，自位性能好，适用于柔性转子。通过球面垫块调整中心位置。该轴承结构可承载较大负荷，且运行稳定。轴径为?48.26，长径比为1，间隙比约2‰。

3.2.9 汽封及汽封套

为了减少蒸汽泄漏和防止空气漏入，需要有密封装置，既汽封。汽缸前后端汽封，静叶汽封，都采用梳齿式汽封。

3.3 调节保护系统（DEH）

本机组的调节保护系统（DEH）如附图所示。DEH是由电子控制器、操作系统、油系统、执行机构、保护系统组成的。DEH调节系统有四大功能：汽轮机自动程序控制功能、汽轮机负荷自动调节功能、汽轮机自动保护功能、机组和DEH的监控功能。调节保护系统（DEH）的具体设计请参照图3-3。

图3-3 DEH系统图

3.4 供油系统

本机组的润滑油系统如附图所示。系统主要由润滑油主油箱、主油泵、交流电动辅助油泵、注油器、冷油器、直流事故油泵、顶轴油泵、油烟分离装置和净油装置等组成。

在正常运行时，润滑油系统所需的全部油量由主油泵和注油器提供。主油泵的出口压力油先进入润滑油主油箱内油管路，分为两路：一路向汽轮机机械式超速危急遮断装置供油，同时作为发电机高压备用氢密封油；另一路作为注油器的射流动力油。注油器的出油分为三路：主油泵进口油；经冷油器送至各径向轴承、推力轴承以及盘车装置的润滑油；发电机低压备用氢密封油。

在启动和停机过程中，投入交流电动辅助油泵，以满足系统供油需要。在交流交流电动辅助油泵发生故障时，启动事故备用油泵，保证汽轮机组轴承润滑油和氢密封油供应。

结论

通过以上的设计过程，已经完成了对本汽轮机的设计课题。这包括300MW中间再热式两缸两排汽反动式新型汽轮机的热力计算、热力系统设计和结构设计。

在热力计算过程中，采用了速度三角形法，按已给定的设计条件，确定机组通流部分的几何尺寸、热力参数，以获得尽可能高的效率和要求的功率，为汽轮机的结构设计和强度校核提供条件。在热力系统设计方面，通过到广州恒运电厂毕业实习和之前在电厂的生产实习经验，并参考同类型机组，对本机组的热力系统完成了总体的设计，其中包括主蒸汽再热蒸

汽系统图和给水回热系统图等。在结构设计过程中，主要设计了转子、汽缸、叶片、轴承、汽封、高中压阀门等基本结构型式。这期间我参考了国内外同类型机组的经验，优化了汽轮机的整体结构和末级叶片。综上，设计出了一台运行安全可靠、经济、稳定的大型汽轮机。

由于这次毕业设计时间短、在汽轮机的结构设计方面只是进行了简单的结构设计。还有在此次毕业设计中，很多经验数据参考了汽轮机技术手册中的经验数值，本人没有去验证这些经验数据是否正确。另外此次毕业设计的不足是由于热力系统部分设计计算量比较大而没有了强度校核部分，使很多结构尺寸没有求出来，进而影响结构设计。

目前我国的汽轮机的发展还滞后外国发展20多年。目前国外汽轮机发展的主要方向是发展大容量、高参数的机组，以提高一次能源的利用效率，减少污染物的排放，同时提高汽轮机的经济性、安全可靠性、负荷适应性和自动化水平。另外国外也正大力发展以IGCC（整天煤汽化联合循环）和GSCC(燃气蒸汽联合循环)为代表的新技术，以保护环境、节约能源。

未来国内汽轮机的发展方向是在吸收国外的优秀经验前提下创新，实现国产化。未来汽轮机的发展还有待我们这些能源工作者继续努力。

参考文献

1 康松等.汽轮机原理.北京：中国电力出版社，2000

2 黄树红.汽轮机原理.北京: 中国电力出版社，2008

3 王新军等.汽轮机原理.西安:西安交通大学出版社,2014

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