第九节 汽轮机主要零件的热应力及汽轮机寿命管理
一、汽轮机主要雾件的热应力
随着我国电力事业的发展，电网容量逐渐扩大，电负荷峰谷差也随之增大．已达到最高负荷的30％～50％。为了适应负荷变化的需要、要求原带基本负荷的高参数大容量汽轮发电机组参加调峰运行，致使这些机组启停次数增加，负荷变化频繁，经常处于变工况下运行。汽轮机主要零件(如转子、汽缸壁、法兰等)内的温度分布规律随着工况变化而变化，从而引起交变热应力，导致零部件低周疲劳损耗，缩短汽轮机的使用寿命。为了对汽轮机寿命有大概了解，首先对汽轮机零件的热应力作一般的介绍。
(一) 产生热应力的原因
汽轮机的启动与停机过程，对其零部件而言．是加热与冷却过程。这些零部件由于温度变化而产生的膨胀或收缩变形称为热变形。如果零部件不能按温度变化规律进行自由胀缩，即热变形受到约束(包括金属纤维之间的约束)、则在零部件内引起应力，这种由温度(或温差)引起的应力称为温度应力，又称热应力。 设一受热零件内各点的温度由0t 均匀加热至t ，其热变形不受约束，可白由膨胀，见图5．9.1(a)，则零件虽然有热膨胀，但零件内不会引起热应力。零件长度的绝对热膨胀量为
000()l l t t l t ββ?=-=? (5.9.1) 式中 β——材料线膨胀系数；
0l ——零件原始长度；
t ?——零件温升，0t t t ?=-。
如果该零件两端受到刚性约束，即零件加热时两瑞不允许膨胀，那么刚性约束的作用相当于把图5．9. 1(a)的绝对热彭胀量l ?压缩到原来长度0l ，可以想象零件内必然引起压缩热应力。设零件内的热应力仍在弹性范围以内，根据虎克定律便可求出零件内的热应力值。先由应变定义求应变：
=l t l εβ?=? （5.9.2）
则热应力值为
E E t σεβ=-=-? （5.9.3） 式中 ε——受压缩时的应变量；
E ——材料弹性模数。
式中负号表示压缩热应力(因加热时t ?＞0)。若零件受到冷却(t ?＜0)，则零件内引起继伸热应力。
如果零部件加热(或冷却)时温度不均匀，那么尽管零件不受刚性约束，但其内部各纤维(设想金属材料由若干纤维组成)也不能按温度分布规律进行自由伸缩。由于零件变形的连续性。故相邻纤维之间必然会受到约束，如高温区的纤维受到低温区纤维的约束，它的变形量比自由膨胀值小些，即在高温区纤维引起压缩热应力；反之、低温区的纤维受到高温区纤维内热膨胀的牵拉，它的变形量比自由膨胀值大些，即在低温区纤维内产生拉伸热应力。
由此可见，当汽轮机启停或变负荷运行时，汽缸、法兰和转子等部件都存在着温度差，由于纤维之间的约束，这些零部件内特产生热应力．热应力的大小相方向与零件内的温度场情况和运行方式有关。
(二) 汽缸或法兰的热应力估算
图5．9．2为K-200-130型汽轮机在启动至功率P ＝80Mw 时汽缸和法兰截面的温度分布情况，图(a)与(b)所示分别为不投与投入法兰和螺栓加热装置(加热蒸汽温度分别为370℃和350℃)时调节级汽室截面的温度分布规律、图(c)为前汽封截面的温度变化情况。
沿汽缸壁厚和法兰宽度方向存在温差，其内部一定会产生效应力。为理论计算方便，设汽缸和法兰为无限大平板，温度只沿汽缸壁厚和法兰宽度方向有变化。根据热弹性广义虎克定律得到汽缸和法兰的热应力估算式：
()1m E t t βσγ
=-- （5.9.4） 式中 β——材料线膨胀系数；
E ——材料弹性模量；
γ——材料泊桑系数，一般取=0.3γ;
m t ——沿汽缸壁厚和法兰宽度方向的平均温度, 0
1s m t tdx s =?,s 代表汽缸壁厚或法兰宽度；
t ——温度变化规律的函数式或计算点温度。
假设启动时温度沿汽缸壁厚和法兰宽度方向呈二次抛物线规律分布(不投法兰加热装置)，如图5．9．3(a)所示、这时还假设汽缸和法兰外表面是绝热的，则
2=()e x t t t s
+? （5.9.5）
图 5.9.2
K-200-130型汽
轮机启动过程
P=80Mw 时汽
缸截面的温度
分布
式中 e t ——外侧温度；
s ——汽缸壁厚或法兰宽度；
t ?——内外侧温差、=i e t t t ?-；
i t ——内侧温度，
x ——任意一点距坐标原点o 的距离。
将式(5．9l 5)代入平均温度表达式0
1s m t tdx s =?，得 1=3
e t t t +? （5.9.6） 把式(5．9．5)和式(5. 9. 6)代入式(5. 9. 4)，得热应力计算式：
2
2
1(-)13E x t s βσγ=?- （5.9.7） 令x ＝s 或x ＝0, 得汽缸、法半内侧或外侧的热应力值i σ与e σ;
231131E t E t βσγβσγ?=-?
??-???=???-? (5.9.7a)
在启动时，t ?＞0，内侧为压缩热应力，外侧为拉伸热应力。取x 为不同位代入式(5．9，7)，便可求得对应点的热应力值。如图5．9. 3(b)所示。当=m t t 时，热应力等于零，由式(5．9. 7)求得平均温度m t
处的位置为0.577x s ==。如果将热电偶装在此处，便可测得温度呈二次抛物线规律分布时的平均温度m t 值。 由式(5. 9．7)可知，汽缸或法兰的热应力与其内外壁温差成正比。为了使汽缸和法兰的热应力不至于过大，要求汽缸和法兰的温差控制在35～80℃和75～100℃范围内。控制汽缸和法兰的温差
实质上是控制热应力值。
当汽轮机停机时，汽缸或法兰外侧温度e t 大于内侧温度i t ，根据温度分布规律，同样可以求出它们的热应力。这时，内侧为拉应力，外侧为压应力。可见汽轮机由启动工况至停机过程，其内外侧的热应力由“压”变“拉”或由“拉”变“压”，即热应力是交变的。如果汽轮机频繁启停，汽缸和法兰都会受到交变热应力的作用，其材料发生热疲劳损伤，甚至萌生裂纹，它们的使用寿命将缩短。 在稳定工况下运行时．认为汽缸和法兰的内外壁温差为零(或很小)，这时热应力可以忽略不计。
(三) 法兰螺栓热应力
汽轮机在启动或正常运行时，法兰螺栓的温度b t 总比法兰温度f t 低，即它们之间存在温差f b t t t ?=-。下面讨论存在这一温差时法兰与螺栓的热应力计算。 设启动过程中或正常运行时法兰和螺栓的温度分别为f t 和b t ，它们的初始温度都为0t ＝20℃，则法兰和螺栓的自由热膨胀值分别为
f f f b b b b l k h t l l t ββ?=????=??
（5.9.8） 式中 h ——上法兰或下法兰高度；
k ——系数，螺栓旋入下缸法兰时，取k =1，对于贯穿上下法兰的螺栓，
k =2；
b l ——螺栓长度；
,f b ββ——伐兰和螺栓的线膨胀系数；
f t ?——法兰温升， 0=f f t t t ?-；
b t ?——螺栓温升， 0=b b t t t ?-。
法兰、螺栓受热后的自由膨胀值如图5．9，4(b)与(c)所示。实际上，拧紧螺校对法兰的热膨胀起约束作用，使法兰实际变形值比自由膨胀小'
f l ?,而法兰热膨
胀对螺栓的作用，使其实际变形值比自由膨胀大'b l ?，最后在某一变形值l ?下平衡，见图5．9．4(d)。由图可知，法兰和螺栓之间的约束影响法兰和螺栓的变形值，其变形量之间的关系为
'
'f f b b l l l l l l ??=?-???=?-??
（5.9.9） 两式相加，得
'
'f b f b f f b b b l l l l kh t l t ββ?+?=?-?=?-? （5.9.10）
认为法兰和螺校内应力仍在弹性范围以内，根据各自的约束变形，不难求得它们之间的作用力：
''b A f
f f f b b b b l F E A kh l F E l ??=?????=???? （5.9.11）
式中 f F ,b F ——分别为法兰和螺栓材料的弹性模量；
f A ——两个螺栓距离内法兰的有效面积，2=4f d A Ts π-
； T ——螺栓节距；
s ——法兰宽度；
2
4d π——螺栓孔面积；
b A ——螺栓截面面积，b A =204d π 根据作用力与反作用力的原理，f b E E =，则有
''f b f f b b b l l E A E A
k h l ??= （5.9.12） 由式(5．9．10)和式(5．9．12)消去'
f l ?，得螺栓在此种约束下的绝对变形值；
'
b b b =E A f f b b b f f f f f
kh t l t E A l E A kh l kh
ββ?-??+ （5.9.13） 根据螺栓单向受拉的虎克定律，不难求出螺栓的热应力值： 'b b b b A E A f f b b b b b b b
b b f f kh t l t l E E l kh l E A εββσ?-??===（+） （5.9.14） 加上螺栓保证法兰接合面不漏汽的初应力0σ (见本章第五节)，法兰螺栓的总应力为0b σσ+，应该小于其许用应力，即
[]0b σσσ+≤ （5.9.15）
由式(5．9．14)可以看出，欲使螺栓热应力减小，应该增加螺栓长度。 若取b kh l ≈，且考虑到f b A A ，略去式(5. 9. 13)中的b b b
E A l 项，得 ()b f f b b b t t E σββ≈?-?
令=f b βββ=,b E E =上式进一步简化为
b E t σβ≈? (5.9.16)
式中，f b f b t t t t t ?=?-?=-，即为法兰与螺栓之间的温度差。由此可见，螺栓内的热应力与上述的温差成正比。为了不使热应力过大，汽轮机在启动和变工况运行时，必须严格控制法兰和螺栓之间的温差在规定的范围内，一般t ?＝20～45℃。
(四) 汽轮机转子的热应力
汽轮机在启停和变负荷工况运行时，转子调节级段或中压缸第一级处会产生很大的径向温度梯度，从而引起较大的热应力。图5．9．5(a)为国产125Mw 机组高压转子调节级区域的隔离体图，表示出冷态启动90min 时的温度场，这时高压调节级处转子内外表面温差最大值达到100℃左右。图 5. 9. 5(b)为国产200Mw 机组中压转子第一级区域的隔离体图，表示出中压缸冲转180min 时的温度场，这时转于内外表面的最大温差达到120℃左右。对转子的温度场及应力场计算普通采用差分祛或有限元法。下而只介绍理论计算热应力的方法，假设转子为无限长的轴对称空心圆柱体，即为平而应变状态；温度分布是轴对称的，即温度只与半径有关。
1．转子热应力表达式
根据上述假定，利用热弹性广义虎克定律和转子内外表面径向应力等于零的边界条件，经过较复杂的推导，得到转子计算截面内任一点的径向、切向和轴向的热应力表达式(用圆柱坐标表示)：
222222221()121()12()1i i r
i r m r r i m r x m r r E trdr t v r r r r E trdr t t v r r E t t v θβσβσβσ?-=--?-?+?=+-?-??=-?-??? （5.9.17） 式中 m σ——计算截面体积平均温度，222e i r m r e i t trdr r r =
-?
i r 、e r ——计算截面转子内外半径。 如果已知计算截面温度沿半径的分布规律，则任意半径r 处的r σ、θσ和x σ不难求得。令=i r r 或=e r r ，代入式(5．9．17)第1、 2式，并将对应半径处温度i t t =和e t t =代入式(5．9．17)各式，得转子内外表面的0ri re σσ==，而切向应力和轴向应力相等，即
()1()1e xe m e i xi m i E
t t v E t t v θθβσσβσσ?==-??-??==-?-? （5.9.18） 应该指出，汽轮机在启停或负荷变化时，转子内外表面的切向和轴向热应力都达到最大值，而内外表面的径向热应力为零，在任意r 处，虽然径向热应力不为零、但其值仍较小。
冷态启动时，转子外表面温度大于中心孔表面温度，而体积平均温度介于两者之间，即e m i t t t >>。由式(5．9．18)可知、转子外表面有压缩切向和轴向热应力，中心孔表面有拉伸热应力；停机时，e m i t t t <<，转子外表面有拉伸热应力，中心孔有压缩热应力，稳定工况运行时，转子内外表面温度相等，这时各处的热应力都等于零。可见，汽轮机由冷态启动→稳定工况运行→停机过程，转子内外表面的热应力由拉(或压)到零最后变为压(或拉)完成一个热应力循环，转子在这种交变热应力作用下，其材料会疲劳损伤，甚至出现裂纹，缩短转子使用寿命。由于一般汽轮机的运行时间较长，由启动至停机的周期很长，交变热应力的频率很低，故称为低周热疲劳。
2．冷态启动时热应力的变化
图5．9．6(a)为冷态启动时，转子内外表面温度和热应力的变化情况。若启动过程中转子外表面的压缩热应力超过材料的屈服极限，该处会产生局部塑性变形。随着启动过程结束转入稳定工况运行，按理热应力逐渐减小至零，但由于塑性变形无法自行恢复，在周围弹性区影响下出现残余拉伸热应力，如图中曲线7所示。在高温条件下，该残余应力随时间增加而逐渐减小，即所谓松弛现象。停
机时，转子表面有拉伸热应力，而中心孔表面有压缩热应力。
3．热态启动时热应力的变化
图5．9．6(b)为热态启动时转子内外表面温度与热应力的变化情况。由于多数转子不得不采用负向温度匹配(主蒸汽温度低于转子金屑温度)进行热态启动，所以在一次启动结束时，转子内外表面热应力完成一个交变循环。若热态启动过程中，转子表面的压缩热应力超过材料屈服极限，与冷态启动一样，在稳定工况运行时，该处也会出现残余拉应力和松弛现象。
4．变负荷时热应力的变化
大型汽轮机在变负荷或两班制运行时，24h 时间内的汽轮机负荷有较大变化图5．9．6(c)为汽轮机负荷在30％～100％之间变化时，转子内外表面温度和热应力的变化情况。负荷由30％增至100％的过程中，转子外表面温度高于中心孔表面温度，即e m i t t t >>，转子外表面有压缩热应力，中心孔表面有拉伸热应力；在稳定工况运行时，两者热应力为零或出现残余拉应力，当负荷由100％减至30％时，由于e m i t t t <<，转子外表面有拉伸热应力，中心孔表面有压缩热应力。可见，汽轮机负荷变化一个循环，转子内外表面的热应力也完成一个交变应力循环。
当汽轮机冷态和热态启动以及变负荷运行时，汽缸或法兰的热应力也与转子相仿作交变变化。
5．等效应力
汽轮机转子除了受热应力作用外，还受离心应力、自重弯曲应力以及传递扭矩的切应力等作用，后者统称为机械应力。转子截面内各点的热应力和机械应力各不相同，首先将不同工况下各点的对应应力进行叠加，得到合成的径向、切向和轴向应力以及切应力，分别用.r c σ、.c θσ、.x c σ和xr τ来表示，然后用强度理论算出各种运行工况下转子截面内各点的等效应力值，从中取最大等效应力值与转子材料的许用应力进行比较，就可判断转子是否安全，运行工况是否合理，这里推荐用第四强度理论的Misses 公式计算等效应力值。
对轴对称零件有
e q x r σ= （5.9.19）
式中 .r c σ，.c θσ，.x c σ——热应力和机械应力叠加后的径向、切向和轴向应力；
xr τ——切应力。
转子内外表面的.r c σ=0，又令xr τ=0，则式(5．9．10)可以改写成如下形式：
eq ε= （5.9.20） 以上分析和计算均指轴面公称应力面言，由于转子某些部位，如叶轮根部、轴肩及弹性槽等部位的应力要比轴面公称应力大得多，因此，求出轴面公称应力后。应进一步求得这些部位的最大应力值，将具有最大应力的部位作为热应力及热疲劳的监视重点。
为了充分利用转子材料的性能，在规定的汽轮机服役期限内，应该根据机组负荷的性质，合理地消耗汽轮机转子寿命，使汽轮机启停和变负荷运行时的热应力和机械应力联合作用的等效应力接近或等于材料的许用应力，这样既可保证转子安全，又可缩短启停和变负荷时间，提高机组运行的经济性。
二、汽轮机的寿命管理
1．汽轮机寿命
当汽轮机零部件不再有继续使用的经济价值和安全裕量时．该零部件的寿命即告终结。机组寿命由两部分组成，其一是无裂纹的新零件投入运行至零件出现
第一条宏观裂纹(一般指裂纹深度0a =0.2～0.5m m)的工作时间，称为无裂纹寿命1L ;其二是由初始裂纹0a 开始在交变热应力作用下逐渐扩展至临界裂纹c a 的工作时间，称为裂纹扩展寿命2L ，零部件的总寿命为1L +2L 。由断裂力学分析知2L 占总寿命相当大的部分，因此，当零部件出现初始裂纹时，并不意味着已丧失工作能力或寿命终止。
当转子出现初始裂纹后，还可在一定控制条件下继续运行相当长时间。若有条件将初始裂纹车削掉，则可延长其无裂纹时间。
在汽轮机零部件中；转子的受载最为复杂。当汽轮机启停及变负荷时．转子受到交变热应力作用，引起材料低周疲劳损伤：在稳定工况远行时，转子在高温、高速下受到机械应力作用，导致材料蠕变损伤。所以对汽轮机寿命损耗的估算，应同时考虑疲劳损伤和蠕变损伤两方面因素。
2．转子钢材低周疲劳曲线和疲劳科损耗率
为估算汽轮机转子疲劳寿命损耗，首先应对转子钢材作低周疲劳试验。图
5．9．7所示为试件的交变应变循环和应力应变循环，图（a ）中曲线3是试验时有保持时间的应变循环l 的应力循环，表示在高温较大应变时应力出现松弛现象，所以应力幅值不能保持常数，而用应变作为试验控制参数；图(b)为应力应变循环，应变幅值可分解为弹性应变e ε和塑性应变p ε两部分，即t e p εεε=+，图
中所示应力应变循环是对应无保持时间的应变循环作出的，总的应变范围2t t εε?=。对某种转子钢材，在不同温度和应变幅值(t ε)下作低周 （0.024H z ～
0.5Hz ）疲劳试验，测得一系列试件出现宏观裂纹(0a =0.1～0.38mm )或稳定载荷开
始明显下降(下降5％)时的循环周次c N ,c N 作为试件的失效寿命。将一系列总应
变范围t ε?与对应的失效循环周次c N 的点绘在双对数坐标中，并用曲线连接起
来．得到低周疲劳曲线。图5．9．8为国内外汽轮机转子钢材低周疲劳曲线实例。
利用该曲线可对汽轮机各种变工况(如冷态、热态、变负荷及甩负荷等)运行进行疲劳寿命损耗估算和寿命分配。首先应该计算汽轮机在某工况运行时危险截面的交变热应力和总应变范围t ε?，在图纵坐标中找到对应点，作平行线与曲线相交，得到横坐标上对应点的1c N ，其倒效l ／1c N 就表示该工况下应力 (或应变)交变一个完整循环的疲劳寿命损耗率。如果汽轮机在整个服役期内(一般20一30年)出现上述工况运行有1n 次，则该工况总疲劳损耗率为11c n N ；同理，求出另一变工况时危险截面的应力、应变幅t ε和总应变范围t ε?，查得2c N ，若在规定期限内这种工况有2n 次，则该工况运行总疲寿命损耗率为22c n N 。如果已知汽轮机服役期内各种变工况运行对应的失效循环周次ci N 及总次数i n ， 那么疲劳寿 命总损耗率按线性累积准则(又称Miner 准则)为
12112k i f i c c ci
n n n L N N N ==++=∑ （5.9.21） 式中．i ＝1，2，3，…，k ，是指该汽轮机在服役期内可能的变工况运行方式。 应该指出；图5，9．8中各低周疲劳曲线差别很大，即在同一t ε?值下，从
不同曲线上查得的各自疲劳寿命次数c N ，在不同的应变范围内，它们的寿命损
耗率l ／1c N 之比是不相同的，例如，在小应变范围(t ε?＜0．02)时，寿命损耗率
比值甚至达100倍以上；在在0.002＜t ε?＜0.01时，寿命损耗率比值为9～100
倍之间，在0.01＜t ε?＜0.026时，寿命损耗率比值为9～12倍。造成上述寿命损耗率偏差的原因主要有下列几方面：
（1）疲劳寿命失效标准不同 如Timo 曲线即图中A 曲线以试件达到断裂的循环周次作为疲劳寿命(实际上这是疲劳总寿命)；而苏联疲劳曲线D 、E 定义宏观裂纹尺寸达0.1～1.0 m m 时为疲劳寿命失效循环周次，西安热工研究所曲线B 则以应力松弛5％的相应循环周次作为失效寿命。由于疲劳寿命失效标准不同，各试验曲线自然不一样。
(2)试验的保持时间不同如Timo曲线是根据不同的应变保持时间(0～24h)整理而成的，苏联曲线D、E的保持时间为4h．而B曲线为无保持时间。试验ε?下，保持时间越长，疲劳寿命周次越短。由此可知．试验保证明．在相同的
t
持时间不同．得到的曲线也各不相同。
P钢材相当国
(3)试件材料不同了Timo曲线为CrMoV转子钢材，苏联
2M
内的27Cr2MoV钢材，而B曲线为30Cr2Mov钢材。由于材料不同,试验结果也
会不同。
(4)材料的不均匀性 试验表明，即使相同材料．在相同条件下作疲劳试验， 各试件测得的结果亦有较大分散性，这是由于各试件材料的不均匀性所致。 由于上还原田，以致低周疲万曲线各不相同，且有时相差很大。国内多采用
A 、
B 、E 曲线。对采用不同计算方法进行比较时，建议最好用同一条低周疲劳曲线。以便比较。
3．转子钢材螺变寿命曲线与矮变寿命损耗率
转子在稳定工况运行时，热应力可以不计，但在高温和机械应力作用下(如高中压转子第一级区域)，材料会发生蠕变损伤，即塑性应变值随时间增加而增大。 一般把蠕变第一、二期(即蠕变速度减速和等速阶段)时间之和B τ定义为蠕
变寿命。试验表明，随着温度和应力不同，其蠕变寿命亦不等。若温度一定．蠕变寿命随应力增加而缩短，反之。应力一定，蠕变寿命随温度升高而减小。图
5．9．9为C rMoV 转子钢材的蠕变寿命曲线，根据应力和工作温度便可从图中查得蠕变寿命B τ。
若汽轮机转子在某一稳定工况(即应力和温度一定)下的蠕变寿命为1B τ。其倒数1B τ就表示在该工况下运行单位小时的蠕变寿命损耗率。若在汽轮机服役期内该稳定工况共运1τ h ，则该工况下蠕变寿命的总损耗率为11B ττ；若在不同温度和应力下有g 个稳定工况，则汽轮机转子在服役期内的总蠕变寿命损耗率按线性累积准则(又称Robinson 准则)为
12112g j c j B B Bj L ττττττ==++=∑ （5.9.22） 式中，j=1,2,3,…,g 表示该汽轮机在服设期内可能的稳定工况种类。
4．转子疲劳-蠕变寿命损耗累积准则(又称Miner Robinson 准则)
汽轮机在服役期内既有各种不同的变工况．又有各种稳定工况。前者引起转子疲劳寿命损耗，后者引起蠕变寿命损耗。如果不考虑两种损伤性质的区别以及疲劳和蠕变交互作用的影响，那么根据上述线性累积准则，转子总寿命损耗率为
两者之和。即 111g k
j i f c i j ci Bj n L L L N ττ===+=+∑∑ （5.9.23）
如果两者寿命损耗率之和达到100％，则认为转子钢材的无裂纹寿命已经耗尽，转子表面(或应力集中处)有可能出现宏观裂纹。 式(5．9．23)比较简单，常用作汽轮机寿命分配、报警和监测的依据。
5．汽轮机寿命分配
为了合理地消耗汽轮机寿命，必须对汽轮机寿命进行有计划的科学管理，对不同用途的汽轮机在服役期内的寿命损耗作出明确的、切合实际的分配规划，并拟定出各种运行工况方案(如冷热态启动曲线等)，提出寿命损耗允许条件下的控制指标(如蒸汽和金属温升率或温降率、负荷变化率及零部件内外表面允许的温差等)，达到既安全又经济的目的。
汽轮机寿命分配与机组在电网中承担的负荷性质、国家能源政策以及设计制造和运行技术水平等因素有关。对我国汽轮机的使用年限一般认为30年比较合适。若在此年限内疲劳寿命损耗率占80％，则由式(5．9．23)得总蠕变寿命损耗率为20％。在此基础上，对疲劳寿命损耗率再作进一步分配．如确定该机冷态、温态、热恋启动及甩负荷、变负荷等各自的运行次数和疲劳寿命损耗率的分配，表5．9.l 为国产200Mw 汽轮机带基本负荷的疲劳寿命损耗分配情况。
表5.9.1 200MW 汽轮机带基本负荷疲劳寿命分配结果
的控制指标。
为提高国内汽轮机寿命管理水平，在国产大型汽轮机中急待发展转子寿命在线(正在运行的机组上)监测装置，使实际寿命损耗率控制在计划分配允许值附近，这样既可保证汽轮机安全运行，又可减轻运行人员的劳动强度和缩短启动时间。
参数的选择对汽轮机内效率浅析 原创：孙维兵连云港碱厂22042 摘要：简要叙述电力和工业用汽轮机的内效率，以及蒸汽初、终参数选择对对全厂能耗的影响。 关键词：汽轮机内效率蒸汽参数能耗 一、汽轮机内效率 1、背压汽轮机数据模拟本表来源某碱厂6000kw背压机组，带下划线的为表计显示值。其他为计算或模拟值。
本机组型号B6－35 /5，设计蒸汽压力℃，排汽压力。设计内效率%。 由于蒸汽和喷管叶片的磨擦生热，被蒸汽吸收后汽温提高，在下一级得到利用，机组级数越多，利用次数越多，总内效率有所提高。热机内效率η＝100％×实际焓降÷理想焓降，汽轮机的内效率表示的是设计的汽轮机组的完善程度，相当于存在的所有不可逆损失的大小，即实际利用的焓降与理论上能达到的焓降的比值。 严济慈说：“所费多于所当费，或所得少于所应得，都是一种浪费”。提高热机的热效率的方法有二种，一是提高高温热源的温度，二是降低低温热源即环境的温度；低温热源变化较小，因此提高蒸汽初温和初压就成为提高机组的热效率的途径。相对地，提高热机的内效率则基本上只有一种方法，即设计更完善的机组使汽机内部各种不可逆损失减少到最少。 从热力学第二定律上看，冷源损失是必不可少的，如果用背压抽汽供热机组，它是将冷源损失算到热用户上，导致所有背压热效率接近100%，但内效率差距仍然很大。 2、纯碱行业真空透平机、压缩透平机和背压汽轮机相对内效率比较
各个背压供热机组热效率都接近100%，但汽耗率分别为、、、kg/kwh，即消耗同样多的蒸汽量发出的电能有大有小。小容量汽轮机的汽封间隙相对较大，漏汽损失较大，同时由于成本投资所限，汽轮机级数少，设计的叶型也属早期产品，所以容量小的机组内效率很低。目前电力系统主力机组亚临界压力汽轮机组都较大，总内效率高达90-92%，热力学级数达到27级；相比于发电用汽轮机，工业汽轮机级数少，内效率偏低，明显是不经济的。 3、喷咀和喷管。冲动式汽轮机的蒸汽在静止的喷咀中膨胀加速，冲击汽轮机叶片。对喷咀来说，存在临界压力和临界压力比。如渐缩喷管，流量达到最大值时，出口压力p2与进口压力p1之比βc约为，当背压p2下降低于βc ×p1时，实际流量和汽体的速度不再增加，相当于压力降白白损失了。反动式汽轮机内效率较高，但单级压降较冲动式更小。纯碱厂常用的压缩工业汽轮机有11级，但压力降能力较小，实际运行时内效率不高。真空岗位的工业汽轮机，只有一级双列速度级，单级压力降能力是有限的，如果选择的排汽参数太小，那
楼主对效率的理解有误，透平机输出功率N=G.ΔHs.η/3600，这是你需要的公式，这里： N：kW G：蒸汽流量,kg/h ΔHs：等熵焓降，kJ/kg，注意这里是等熵焓降！ η：等熵效率，也称内效率，%，一般也就60~70%，这个效率也就是你所言的那个60%的效率。 再来看看你的蒸汽参数： 1、汽轮机入口过热蒸汽： 压力P=23.5barg，温度T=390C，比焓H=3,218kJ/kg，比熵S= 6.9933 kJ/kg.C；2、汽轮机出口蒸汽： 注意，你既然指定了等熵效率60%，那么你就应该计算和入口蒸汽比熵相等的熵值的蒸汽参数，其温度压力这俩参数你不能都去指定，而需要你计算： 压力P=8barg（压力值你可以指定，这个与背压汽轮机控制出口蒸汽压力的过程是吻合的） 比熵S= 6.9933 kJ/kg.C（比熵一定要和入口蒸汽相等！此点非常重要，这是你计算的基准！） 根据上述两个条件，即指定的压力和比熵，确定最终汽轮机出口蒸汽参数为：温度T=253.22 C，比焓H=2,954kJ/kg，你的计算错在这里！因为你指定了等熵效率60%，那么你就不能再指定出口蒸汽的温度、压力这两个参数了，你应该指定比熵、压力这两个参数，由这俩参数计算比焓，求出焓降： ΔHs=3218-2954=265 kJ/kg； 因此N=G.ΔHs.η/3600=10000x265x60%/3600=441.7 kW=0.442 MW，拿计算器摁都成，MW消耗蒸汽量（俗称的汽耗）W=10/0.442=22.6 T/MW，一般工厂用汽轮机用蒸汽参数要比楼主给出的蒸汽参数更高，比如5MPa，450C蒸汽，汽耗一般在20T/MW（或者说20kg/kW），你这个汽轮机的数据略高了些，但你的蒸汽参数低啊，经验数据还是差不多的，贵厂的汽轮机发电是不是差不多这个数？呵呵。
汽轮机转子及构成 1转子定义 汽轮机所有转动部件的组合体称为转子（图13）。它主要包括：主轴、叶轮（转鼓）、叶片、联轴器等部件。 图13 转子 转子的作用：汇集各级动叶栅所得到的机械能，并传给发电机。 转子受力分析：传递扭矩、离心力引起的应力、温度不均匀引起的热应力、轴系振动所产生的振动应力。 汽轮机转子在高温蒸汽中高速旋转，不仅要承受汽流的作用力和由叶片、叶轮本身离心力所引起的应力，而且还承受着由温度差所引起的热应力。 此外，当转子不平衡质量过大时，将引起汽轮机的振动，转子要承受轴系振 动所产生的振动应力。因此，转子的工作状况对汽轮机的安全、经济运行有着很大的影响。 2转子的分类 根据汽轮机的分类，转子分为两种：轮式转子、鼓式转子。前者用于冲动式汽轮机，后者用于反动式汽轮机，鼓式转子上的动叶直接安装在转鼓上。 按临界转速是否在运行转速围，分为刚性转子和柔性转子。在启动过程中，刚性转子启动就很方便，不存在跨临界区域，而柔性转子因需要快速的跨临界，故要求用户在实际启动过程中，要充分暖机，为快速跨临界作好准备。 1、轮式转子
轮式转子根据转子结构和制造工艺的不同，可分为：套装转子、整段转子、焊接转子以及组合转子。 1-油封环2-轴封套3-轴4-动叶栅5-叶轮6-平衡槽 图14 套装转子示意图 （1）套装转子 套装转子的叶轮、轴封套、联轴器等部件和主轴是分别制造的，然后将它们热套在主轴上，各部件与主轴之间采用过盈配合，并用键传递力矩。主轴加工成阶梯形，中间直径大。 适用性：只适用于中、低参数的汽轮机和高参数汽轮机的中、低压部分，其工作温度一般在400℃以下。不宜用于高温高压汽轮机的高、中压转子。 ①优点：加工方便，材料利用合理，质量容易得到保证。 ②缺点：轮孔处应力较大，转子刚性差，高温下套装处易松动。 （2）整锻转子 叶轮和主轴及其他主要零部件由整体毛坯加工制成，没有热套部件。主轴的 中心通常钻有中心孔，其作用是： ①去掉锻件中残留的杂质及疏松部分； ②用来检查锻件的质量； ③减轻转子的重量。
《汽轮机原理》 目录 第一章汽轮机级的工作原理 第二章多级汽轮机 第三章汽轮机在变动工况下的工作 第四章汽轮机的凝汽设备 第五章汽轮机零件强度与振动 第六章汽轮机调节 模拟试题一 模拟试题二 参考答案
第一章汽轮机级的工作原理 一、单项选择题 1.汽轮机的级是由______组成的。【 C 】 A. 隔板+喷嘴 B. 汽缸+转子 C. 喷嘴+动叶 D. 主轴+叶轮 2.当喷嘴的压力比εn大于临界压力比εcr时，则喷嘴的出口蒸汽流速C1 【 A 】 A. C 1
第五章汽轮机零件的强度校核 第一节汽轮机零件强度校核概述 为了确保电站汽轮机安全远行，应该使汽轮机零件在各种可能遇到的运行工况下都能可靠地工作。因此，需要对汽轮机零件进行强度校核，包括静强度校核和动强度校核两方面，这是本章要讨论的问题。 汽轮机的转动部分称为转子，静止部分称为静子。转子零件主要有叶片、叶轮、主轴及联轴器等，静子零件主要有汽缸、汽缸法兰、法兰螺栓和隔板等。由于备零件的工作条件和受力状况不同，采用的强度校核方法也各异。例如，转子中的叶片、叶轮和主轴除了受高速旋转的离心力和蒸汽作用力外，还会受到周期性激振力的作用，从而产生振动。当汽轮机在稳定工况下运行时，离心应力和蒸汽弯曲应力不随时间变化。稳定工况下不随时间变化的应力，统称为静应力，属于静强度范畴，周期性激振力引起的振动应力称为动应力，其大小和方向都随时间而变化，属于动强度范畴。直至目前为止、对汽轮机转子零件动应力的精确计算尚有一定困难，因此，本章对汽轮机零件的动强度分析，只限于零件自振频率和激振力频率计算及安全性校核。一般来说，对汽轮机转子零件，应从静强度和动强度两方面进行校核；对汽轮机静子零件，只需进行静强度校核，包括零件静应力和挠度计算。 静强度校核时，一般应以材料在各种工作温度下的屈服极限、蠕变极限和持久强度极限，分别除以相应的安全系数得到各自的许用应力，并取这三个许用应力中最小的一个许用应力作为强度校核依据。如果计算零件在最危险工况的工作应力小于或等于最小许用应力，则静强度是安全的。对动强度，常用安全倍率和共振避开率来校核。 需要指出，大型汽轮机某些零件的强度校核要求随工况变化而变化。在稳定工况下，某一零件只需进行静强度和动强度校核。但是在冷热态启动、变负荷或甩负荷等变工况下，沿零件径向和轴向会有较大的温度梯度，从而产生很大的热应力，且零件内任一点的热应力的大小和方向随运行方式而变化。如汽轮机冷态启动时，转子外表面有压缩热应力，中心孔表面有拉伸热应力；停机时，转子外
1. 某级平均直径dm ＝883mm, 设计流量D ＝597t/h ，级前压力 P0＝5.49MPa, 温度 t0=417℃，级后压力p2=2.35MPa, 级的平均反动度 0.296m Ω=,上级可被余速利用的部分，喷管出汽角011151'α=，速度系数0.97φ=，流量系数0.97n μ=，全周进汽，试计算喷嘴出口的高度。 解：根据h-s 图，由p0,t0,以及 233.5 c h ?=kj/kg, 计算得滞止焓h0*=3264：得到p0*=6.08Mpa, 在h-s 图作等熵线，级的理想焓降t h ?*==227kJ/kg 喷嘴焓降 160 )1(=?Ω-=?t m n h h kJ/kg 根据h-s 图，查的喷嘴出口的蒸汽压力为p1=3.1MPa 喷嘴前后的压力比为：51.0*1 ==o n p p ε 过热蒸汽临界比546.0=cr ε 压力比小于过热蒸汽的临界压力比，为超临界流动。 计算得到MPa p P cr cr 32.3* 0==ε h-s 图上，等熵线上，查的kg m v kg kJ h cr cr /308.0/3090== 计算: 计算得到临界速度：590)(2*0=-=cr cr h h c m/s 临界面积：()22326.359097.008.0*597546.0cm c Gv A cr n cr cr n =??== μ 高度()()cm d A l m cr n cr n 08.4sin 1 == απ
解：喷嘴出口速度： t b gb b h c ?Ω-Ω-Ω-=)'1(21φ=687.6m/s 圆周速度： 11c x u ==0.24*687.6=165m/s 相对速度： 1122 11cos 2αuc u c w -+==530m/s 1 111cos cos w u c -= αβ, 1β=21° 得：?-=2*12ββ=19° 2122w h w t b t +?Ω==530m/s 根据b Ω，t w 2查得动叶速度系数b ?=0.873（图2-16） t 22w w ?==462.7m/s C 2=312.5m/s 2 * 22*2 cos cos c u w -= βα, * 2α=29° ?-=6* 2'1αα=23° 2 2t 12'c h c t gb +?Ω==328.8m/s 查得导叶速度系数gb ?=0.902（图2-16） '11't gb c c φ==296.6m/s 'cos '2'11221'1αuc u c w -+==160m/s ' 'cos ''cos 1111w u c -= αβ, '1β=48° ?-=14''*12ββ=34°
汽轮机叶片强度计算 汽轮机叶片强度计算与分析 李小敏杨林君 万茜尤鸿燕龚晓庆 几个概念 转子:气轮机的转动部分,包括叶片,叶轮,主轴及联轴器等. 静子:包括汽缸,汽缸法兰,法兰螺栓和隔板等; 静应力:稳定工况下不随时间变化的应力; 动应力:周期性激振力引起的振动应力,其大小和方向都随时间变化; 静强度校核:考虑材料在各种温度下的屈服极限,蠕变极限,和持久强度极限; 动强度校核:此处仅限于零件自振频率和激振力频率计算及安全性校核; 叶片静应力计算重要性 电站汽轮机叶片,特别是大型汽轮机动叶片,所处的工况条件及环境极为恶劣,主要表现在应力状态,工作温度,环境介质等方面.汽轮机在工作过程中,动叶片承受着最大的静应力及交变应力,静应力主要是转子旋转时作用在叶片上的离心力所引起的拉应力,叶片愈长,转子的直径及转速愈大,其拉应力愈大.此外,由于蒸汽流的压力作用还产生弯曲应力和扭力,叶片受激振力的作用会产生强迫振动; 当强迫振动的频率与叶片自振频率相同时即引起共振,振幅进一步加大,交变应力急剧增加,最终导至疲劳断裂. 叶片静强度计算 离心应力计算 1,等截面叶片的离心应力计算 根部截面的离心力Fc最大 等截面叶片根部截面的离心应力最大 2,变截面叶片的离心应力计算 对于径高比的级,常把其叶片设计成变截面扭叶片. 采用变截面是为了降低叶型截面上的离心应力. 蒸汽弯曲应力计算 (1)等截面叶片弯曲应力计算 蒸汽作用在每个叶片上的圆周力和轴向作用力与分别为 根部截面点上的最大弯曲应力分别为 (2)扭叶片弯曲应力计算 因这蒸汽参数和截面面积沿叶高变化,故必须计算出蒸汽弯曲应力沿叶高的变化规律,然后对最大弯曲应力的截面进行强度校核. 气轮机转子静强度安全性判别 转子静强度安全性判别就是根据零件受力分析,计算出危险截面的静应力或相当应力,再与材料的许用应力相比较,从而判别出静强度是否安全. 其判别因子有: 1.许用应力 . 它是根据材料的机械性能和安全系数确定的.若叶片及其附件的工作温度不同,则静强度校核的标准也不同,一般以材料蠕变温度为分界线. 2.安全系数. 安全系数的选取与许多因素有关,入应力计算式的精确程度,材料
汽轮机热耗率的实用简捷计算 .j《 汔轮机热耗率的实用简捷计算 [摘要]根据最小二乘法的原理,推导出电厂汽轮机在实用范围内,由压力P与温度表示的水和水 蒸汽比容,烙h的函数表达式,不用查水和水蒸汽性质图表,就能方便地求解汽轮机的热耗率该函 数表达式可用于机组热力性能试验,热力统计计算,现扬热力小指标竞赛,具有计算精度高,简捷,方便, 实用的特点. [关键词]汽轮发电机蛆热耗率简捷计算 汽机的热耗是指汽轮发电机组每发lkW-h的电 能所消耗的热量.它是反映机组能量转换过程中的一 项重要的经济指标.通常的方法以蒸汽的压力P与 温度￡查水和水蒸汽性质图表,使用直线插值法求取 比容及焙.或利用国标水和水蒸汽性质的工业用公式 程序编人计算机进行计算,但该公式长而复杂,系数太 多,这样必须使用计算机,给有些场合带来不便.本文 从汽轮机实用范围的水和水蒸汽压力及温度的可测参
数出发,利用最小二乘法,求解比容及焓高精度的分段函数拟合式,将比容和焙用压力P与温度表示为幂 函数(或变幂函数)的表达式,具有方便,简捷,计算精 度高之特点,可以很好地用于汽轮发电机组的供热蒸汽(或辅助蒸汽)的流量是表计流量,当参数偏离流量孔 板或喷嘴基准参数时,要采用下式对表计流量进行参数的修正: D嗔=Do~N/’ D”√ D-Dt/h(5) 式中Ⅳ——发电机出线端的电功率,MW; Ⅳ一驱动给水泵的小汽轮机功率,MW. 对于用小汽轮机驱动给水泵机组,小汽轮机的功 率可以根据具体机组的特性用统计的方法回归得到. 国产亚临界300MW机组: 匝壅亘亟回国 , , =二,/ =2.3476+1.118594×10一D66Mw(6)
汽轮机工作原理和结构 一、汽轮机工作原理 汽轮机是将蒸汽的热能转换成机械能的蜗轮式机械。在汽轮机中，蒸汽在喷嘴中发生膨胀，压力降低，速度增加，热能转变为动能。如图1所示。高速汽流流经动叶片3时，由于汽流方向改变，产生了对叶片的冲动力，推动叶轮2旋转做功，将蒸汽的动能变成轴旋转的机械能。 图1 冲动式汽轮机工作原理图 1-轴；2-叶轮；3-动叶片；4-喷嘴 二、汽轮机结构 汽轮机主要由转动部分(转子)和固定部分(静体或静子)组成。转动部分包括叶栅、叶轮或转子、主轴和联轴器及紧固件等旋转部件。固定部件包括气缸、蒸汽室、喷嘴室、隔板、隔板套(或静叶持环)、汽封、轴承、轴承座、机座、滑销系统以及有关紧固零件等。
套装转子的结构如图2所示。套装转子的叶轮、轴封套、联轴器等部件和主轴是分别制造的，然后将它们热套(过盈配合)在主轴上，并用键传递力矩。 图2 套装转子结构 1-油封环2-油封套3-轴4-动叶槽5-叶轮6-平衡槽 汽轮机主要用途是在热力发电厂中做带动发电机的原动机。为了保证汽轮机正常工作，需配置必要的附属设备，如管道、阀门、凝汽器等，汽轮机及其附属设备的组合称为汽轮机设备。图3为汽轮机设备组成图。来自蒸汽发生器的高温高压蒸汽经主汽阀、调节阀进入汽轮机。由于汽轮机排汽口的压力大大低于进汽压力，蒸汽在这个压差作用下向排汽口流动，其压力和温度逐渐降低，部分热能转换为汽轮机转子旋转的机械能。做完功的蒸汽称为乏汽，从排汽口排入凝汽器，在较低的温度下凝结成水，此凝结水由凝结水泵抽出送经蒸汽发生器构成封闭的热力循环。为了吸收乏汽在凝汽器放出的凝结热，并保护较低的凝结温度，必须用循环水泵不断地向凝汽器供应冷却水。由于汽轮机的尾部和凝汽器不能绝对密封，其内部压力又低于外界大气压，因而会有空气漏入，最终进入凝汽器的壳侧。若任空气在凝汽器内积累，凝汽器内压力必然会升高，导致乏汽压力升高，减少蒸汽对汽轮机做的有用功，同时积累的空气还会带来乏汽凝结放热的恶化，这两者都会导致热循环效率的下降，因而必须将凝汽器壳侧的空气抽出。凝汽设备由凝汽器、凝结水泵、循环水泵和抽气器组成，它的作用是建立并保持凝汽器的真空，以使汽轮机保持较低的排汽压力，同时回收凝结水循环使用，以减少热损失，提高汽轮机设备运行的经济性。
汽轮机各部件作用详解（100个） 01.凝汽设备：主要有凝汽器、循环水泵、抽汽器、凝结水泵等组成。 任务：⑴在汽轮机排汽口建立并保持高度真空； ⑵把汽轮机排汽凝结成水，再由凝结泵送至回热加热器，成为供给锅炉的给水。此外，还有一定的真空除氧作用。 02.凝汽器冷却水的作用：将排汽冷凝成水，吸收排汽凝结所释放的热量。 03.加热器疏水装置的作用：可靠的将加热器内的疏水排出，同时防止蒸汽随之漏出。 04.轴封加热器的作用：回收轴封漏汽，用以加热凝结水从而减少轴封漏汽及热量损失，并改善车间的环境条件。 05.低压加热器凝结水旁路的作用：当加热器发生故障或某一台加热器停用时，不致中断主凝结水。 06.加热器安装排空气门的作用：为了不使空气在铜管的表面形成空气膜，使热阻增大，严重地影响加热器的传热效果，从而降低换热效率，故安装排空气门。 07.高压加热器设置水侧保护装置的作用：当高
压加热器发生故障或管子破裂时，能迅速切断加热器 管束的给水，同时又能保证向锅炉供水。 08.除氧器的作用：用来除去锅炉给水中的氧气及 其他气体，保证给水的品质。同时，又能加热给水提 高给水温度。 09.除氧器设置水封筒的目的：保证除氧器不发生 满水倒流入其他设备的事故。防止除氧器超压。 10.除氧器水箱的作用：储存给水，平衡给水泵向 锅炉的供水量与凝结水泵送进除氧器水量的差额，从 而满足锅炉给水量的需要。 11.除氧器再沸腾管的作用：有利于机组启动前对 水箱中给水加温及备用水箱维持水温。正常运行中对 提高除氧效果有益处。 12.液压止回阀的作用：用于防止管道中的液体倒流。 13.安全阀的作用：一种保证设备安全的阀门。 14.管道支吊架的作用：固定管子，并承受管道本 身及管道内流体的重量和保温材料重量。 15.给水泵的作用：向锅炉连续供给具有足够压力，流量和相当温度的给水。 16.循环水泵的作用：主要是用来向汽轮机的凝汽 器提供冷却水，冷凝进入凝汽器内的汽轮机排汽，此
第二节 汽轮机叶片静强度计算 叶片是汽轮机的主要零件之一，它将高速汽流的动能转换成机械功。为了确保叶片安全工作，以及分析其损坏原因，必须掌握叶片静强度计算和动强度校核方法。本节只讨论叶片静强度计算，重点介绍叶片的离心应力和蒸汽弯曲应力的计算，以及讨论围带、拉筋等对叶片弯曲应力和离心应力的影内。 一、单个叶片叶型部分的应力计算 汽轮机叶片由叶顶、叶型(叶片型线，或称叶身)和叶根三部分组成，叶片是在高温、高转速和高速汽流绕流或湿蒸汽区的条件下工作的。作用在叶型部分的力主要有两类：其一是与叶型自身质量和围带、拉筋质量有关的离心力；其二是高速汽流通过叶型通道时产生的蒸汽作用力，以及围带、拉筋发生弯曲变形时对叶片的作用力等。前者是叶型内部的离心应力；后者是弯曲应力。当叶片离心力的作用点不通过计算截面的形心时，离心力除了引起拉伸应力外，还要产生离心力偏心导致的弯曲应力。 叶片分为等截面和变截面叶片两类。两者的结构和受力不同，因而其离心力和弯曲应力的计算方法也有区别。 （一） 离心应力计算 汽轮机叶片在高速旋转时产生很大的离心力，由离心力引起的应力称为叶片的离心应力。由于离心力沿叶高是变化的，所以离心应力沿叶高各个截面上也是不相等的。尽管离心力在叶型根部截面最大，但高心应力的大小要视叶型截面的变化规律而定。 1．等截面叶片的离心应力计算 等截面叶片如图5.2.1所示，其叶型截面面积沿叶高不变。由于叶型根部截面承受整个叶型部分的离心力，所以根部截面的离心力c F 最大： 2ωρm c A l R F = （5.2.1）
式中 ρ——叶片材料密度； A ——叶型截面积； l ——叶型高度； m R ——级的平均半径； ω——叶轮的旋转角速度。 等截面叶片根部截面积的离心应力最大用m ax .c σ表示，即 2m ax ./ωρσm c c lR A F == （5.2.2） 由上式可得到几点有益的启示： 1） 等截面叶片的离心应力与其截面面积大小无关，也就是说对于等截面叶片不能用增加截面面积的方法来降低离心应力，因为随着截面积的增加其离心应力也 成比例增加，根部截面的最大离心应力保持不变。 2）当等截面叶片的材料和级的尺寸一定时要想降低叶片的离心应力只有采用变截面叶片。 3) 采用低密度、高强度的叶片树料可提高末级叶片的高度，增大极限功率。如钦基合金的33=4.510kg m ρ?．为一般不锈钢材密度的一半，可大大减小离心应力。我国研制的超硬铝合金材料比LC4，其33=2.810kg m ρ?，约为一般1Cr13、2Cr13叶片材料密度的35％，面其屈服极限0.2σ＝550MPa ．使用LC4材料可使末级叶高明显增加。 2．变截面叶片的离心应力计算 对于径高比θ＜8～12的级，常把其叶片设计成变截面扭叶片。采用变截面
汽轮机原理沈士一 作者：沈士一等编 出版社：中国电力出版社 出版时间：1992-6-1 内容简介: 本书对“汽轮机原理”课程的三大部分内容，即汽轮机热力工作原理、汽轮机零件强度和汽轮机调节都作了介绍，主要内容有汽轮机级的工作原理、多级汽轮机、汽轮机变工况特性、凝汽设备、汽轮机零件强度及汽轮机调节。并结合大型汽轮机的运行特点，介绍了有关内容。本书为高等学校热能动力类专业本科“汽轮机原理”课程的基本教材，也可供有关专业的师生与工程技术人员参考。 目录: 前言 绪论 第一章汽轮机级的工作原理 第一节概述 第二节蒸汽在喷嘴和动叶通道中的流动过程。 第三节级的轮周功率和轮周效率 第四节叶栅的气动特性 第五节级内损失和级的相对内效率 第六节级的热力设计原理 第七节级的热力计算示例 第八节扭叶片级 第二章多级汽轮机 第一节多级汽轮机的优越性及其特点 第二节进汽阻力损失和排汽阻力损失 第三节汽轮机及其装置的评价指标 第四节轴封及其系统 第五节多级汽轮机的轴向推力及其平衡 第六节单排汽口凝汽式汽轮机的极限功率 第三章汽轮机的变工况特性 第一节喷嘴的变工况特性 第二节级与级组的变工况特性 第三节配汽方式及其对定压运行机组变工况的影响 第四节滑压运行的经济性与安全性 第五节小容积流量工况与叶片颤振 第六节变工况下汽轮机的热力核算 第七节初终参数变化对汽轮机工作的影响 第八节汽轮机的工况图与热电联产汽轮机 第四章汽轮机的凝汽设备 第一节凝汽设备的工作原理、任务和类型 第二节凝汽器的真空与传热 第三节凝汽器的管束布置与真空除氧 第四节抽气器 第五节凝汽器的变工况
第六节多压式凝汽器 第五章汽轮机零件的强度校核 第一节汽轮机零件强度校核概述 第二节汽轮机叶片静强度计算 第三节汽轮机叶轮静强度概念 第四节汽轮机转子零件材料及静强度条件 第五节汽轮机静子零件的静强度 第六节汽轮机叶片的动强度 第七节叶轮振动 第八节汽轮发电机组的振动 第九节汽轮机主要零件的热应力及汽轮机寿命管理第六章汽轮机调节系统 第一节汽轮机自动调节和保护的基本原理 第二节液压调节系统 第三节中间再热式汽轮机的调节 第四节调节系统的试验和调整 第五节汽轮机功频电液调节 第六节背压式和抽汽式汽轮机的调节 参考文献
汽轮机热效率计算 摘要: 计算了一次蒸汽经减温减压后的?损失。提出利用背压式汽轮机进行余压发电,使蒸汽按品质梯级利用。将一次蒸汽(参数为36 t/h、3. 43 MPa、435 ℃)减温减压至工艺设备需要的二次蒸汽(参数为1. 25 MPa、260 ℃) ,一次蒸汽?损失率为0. 15。利用二者压力差进行余压发电,每年发电量为1226. 62×104 kW·h /a。 ?的注音：yòng 简体部首：火?的部首笔画：4 总笔画：9 当系统由任意状态可逆的变化到与给定环境相平衡的状态时，理论上可以无限转换为任何其他能量形式的那部分能量，称为?（Ex）。与此相对应，一切不能转换为?的能量称为火无【目前并未被收录进汉语词典】（An）（anergy）。任何能量E均由?（Ex）和火无（An）所组成，即E=Ex+An。 ?反应能量的”数量“与能量之间“质”的差别的统一尺度，国内一些人把?称为可用能、有效能或可用度。?作为一种评价能量的价值参数，从“量”与“质”的结合上规定了能量的“价值”，解决了热力学和能源科学中长期以来还没有任何一个参数可以单独评价能量的价值问题，改变了人们对能的性质、能的损失和能的转换效率等传统看法。 某钢铁厂炼铁部1号锅炉房现有2台燃用高炉煤气的中温中压锅炉,每台锅炉产汽(一次蒸汽)量为18 t/h,压力为3. 43 MPa,温度为435 ℃。原设计中,利用一次蒸汽通过凝汽式汽轮机发电,带动送风机向高炉送风。现计划用这2台锅炉替代焦化厂锅炉,向焦化厂输送蒸汽,送风机改用外网电力驱动。焦化厂工艺设备用汽(二次蒸汽)压力为1. 25 MPa,温度为260 ℃。为达到焦化厂工艺设备的用汽参数要求,一次蒸汽须经减温减压后变为符合工艺设备要求的二次蒸汽。减温减压过程一般由减温减压装置完成,减温减压装置由减压系统、减温系统、安全保护装置及热力调节仪表组成。一次蒸汽通过减压系统将压力减至设定压力,减温水经喷嘴喷射入蒸汽管道内,使减压后的一次蒸汽降温,变为二次蒸汽。减温水的压力为3. 82 MPa,温度为104 ℃。本文对蒸汽在减温减压过程中的?损失进行了计算,并探讨了余压发电在节能降耗方面的效果。 1 蒸汽在减温减压过程中的?损失 ?表示能量的做功能力,因此可用来评价能量的品质。当工质的?减少时,也就意味着
汽轮机主要零部件的结构与作用 一、基础与机座 基础是由钢筋混凝土构成的整体结构。其型式根据机组的结构特点及大小而定。基础主要承受着汽轮机、凝汽器、工作机（及冷却器）等的重量，此外还承受着由于机组的转动部分质量不平衡所引起的离心力。机座（台板）是用来支承机组并使其牢固地固定在基础上的部件。小型机组采用整块式台板，是用铸铁浇铸的空心结构。台板与基础之间置有垫铁，汽缸找平后，拧紧地脚螺栓，然后在空心台板内灌入混凝土，使台板牢固地固定在基础上。连接台板与基础的地脚螺栓一般有双头螺栓和带钩式螺栓两种型式。 二、汽缸 1．汽缸的作用及受力 汽缸是汽轮机的外壳。其作用是将汽轮机的通流部分与大气隔开，形成封闭的汽室，保证蒸汽在汽轮机内完成其能量转换过程。汽缸内部装有喷咀室、喷咀、隔板套、隔板和汽封等零部件，汽缸外部装有调节汽阀及进汽、排汽和回热抽汽管路。汽缸的受力情况比较复杂，而且随着汽轮机的运行工况改变而变化，为了掌握正确地运行方式，保证机组的安全，必须了解汽缸在工作时的受力情况。汽缸在工作时承受的作用力主要有： （1）汽缸内外的压力差，使汽缸壁承受一定的作用力。 （2）隔板和喷咀作用在汽缸上的力，这是由隔板前后的压力差及汽流流过喷咀时的反作用所引起的。 （3）汽缸本身和安装在汽缸上零部件的重量。 （4）轴承座与汽缸铸成一体或轴承座螺栓连接下汽缸的机组，汽缸还承受着转子的重量及转子转动时产生的不平衡力。 （5）进排汽管道作用在汽缸上的力。 （6）汽轮机在运行中，汽缸各部分存在着温度差引起的热应力。 因此，在考虑汽缸结构时，必须保证汽缸有足够的强度和刚度，保证各部分受热时自由膨胀，根据汽流压力、温度和容积的变化要求通流部分有比较大地流通特性；在满足强度和刚度的情况下，尽量减薄汽缸和法兰壁的厚度，力求汽缸形状简单、对称。在汽轮机运行时，必须合理地控制汽缸的温度变化速度，以避免汽缸产生过大的热应力和热变形及由此引起的汽缸结合面不严密或汽缸裂纹。 2．汽缸的结构 根据机组的功率不同，汽轮机有单缸和多缸结构。我国生产的功率10万千瓦以下的汽轮机多采用单缸结构。汽缸从高压向低压方向看，大体呈圆筒形或园锥形。为了便于加工、安装及检修，汽缸一般做成水平剖分式，即分为上、下汽缸，水平结合面通常用法兰螺栓连接。 3．汽缸的支承及滑销系统 （1）气缸是支撑在台板上，台板通过垫铁用地脚螺栓固定在基础上。汽缸的支承方式一般有两种:一种是气缸通过轴承座支撑;另一种是通过其外伸的撑脚直接放置在台板上。汽缸与轴承座的连接方式有：（1）汽缸与轴承座作成一体。（2）汽缸与轴承座采用半法兰连接。（3）汽缸与轴承座采用猫爪连接。这种方式能保证汽缸自由膨胀和不会使轴承座温度升高过多，因此得到广泛应用。 （2）滑销系统 汽轮机在启动、停机和运行中，汽缸温度变化很大，随着汽缸各部温度的变化，各部件将产生膨胀和收缩。为了保证汽轮机自由地膨胀，并保持汽缸与转子中心一致，均装有滑
煤气锅炉效率计算 单位时间内锅炉有效利用热量占锅炉输入热量的百分比，或相应于每千克燃料(固体和液体燃料)，或每标准立方米(气体燃料)所对应的输入热量中有效利用热量所占百分比为锅炉热效率，是锅炉的重要技术经济指标，它表明锅炉设备的完善程度和运行管理水平。锅炉的热效率的测定和计算通常有以下两种方法：1．正平衡法 用被锅炉利用的热量与燃料所能放出的全部热量之比来计算热效率的方法叫正平衡法，又叫直接测量法。正平衡热效率的计算公式可用下式表示： 热效率＝有效利用热量/燃料所能放出的全部热量*100％ ＝锅炉蒸发量*（蒸汽焓－给水焓）/燃料消耗量*燃料低位发热量*100％式中锅炉蒸发量——实际测定，kg/h； 蒸汽焓——由表焓熵图查得，kJ／kg； 给水焓——由焓熵图查得，kJ／kg； 燃料消耗量——实际测出，kg/h； 燃料低位发热量——实际测出，kJ／kg。 上述热效率公式没有考虑蒸汽湿度、排污量及耗汽量的影响，适用于小型蒸汽锅炉热效率的粗略计算。 从上述热效率计算公式可以看出，正平衡试验只能求出锅炉的热效率，而不能得出各项热损失。因此，通过正平衡试验只能了解锅炉的蒸发量大小和热效率的高低，不能找出原因，无法提出改进的措施。 2．反平衡法 通过测定和计算锅炉各项热量损失，以求得热效率的方法叫反平衡法，又叫间接测量法。此法有利于对锅炉进行全面的分析，找出影响热效率的各种因素，提出提高热效率的途径。反平衡热效率可用下列公式计算。 热效率＝100％－各项热损失的百分比之和 ＝100％－q2－q3－ q4－ q5－q6 式中 q2——排烟热损失，％； q3——气体未完全燃烧热损失，％； q4——固体未完全燃烧热损失，％； q5——散热损失，％； q6——灰渣物理热损失，％。 大多时候采用反平衡计算，找出影响热效率的主因，予以解决。 汽轮机效率的计算 1.已知参数：主汽压力P0、温度T0，背压Pk，排汽焓Hk。 由P0、T0查主汽焓H0、主汽熵S0 由S0、Pk查等熵焓Hs 内效率=（H0-Hk）/（H0-Hs） 即：实际焓降 / 等熵焓降 2.内效率=P/Gh *100% 其中，P是功率、G是蒸汽流量、h是蒸汽焓降 h=H0-Hk 郎肯循环效率计算
汽轮机及主要零部件质量检验规范 (doc 8页) 部门： xxx 时间： xxx 整理范文，仅供参考，可下载自行编辑
杭州汽轮机股份有限公司标准 0-0001-7002-00 汽轮机及主要零部件质量检验通则2000年12月版 １范围 本标准规定了汽轮机及主要零部件的关键特性(A级)和重要特性(B级) 的检验标准。 本标准适用于生产制造过程中的质量检验控制。 ２引用标准 0-0001-2810-00 耐热紧固件技术条件 0-0001-6340-00 工业汽轮机轴承合金浇铸层技术条件 0-0001-6503-00 汽轮机铸钢件补焊技术条件 0-0001-7201-00 水压试验标准 0-0001-7202-00 煤油渗透试验方法 0-0001-7203-00 工业汽轮机挠性转子高速动平衡 0-0001-7205-00 工业汽轮机转子超速试验 0-0001-7401-00 叶片力学性能试样 0-0001-8004-00 汽轮机及主要零部件质量特性分级通则 0-0001-8008-00 工业汽轮机清洁度标准 0-0001-8021-00 工业汽轮机静子主要零部件加工装配技术条件 0-0001-8022-00 工业汽轮机转子主要零部件加工装配技术条件 0-0001-8023-00 工业汽轮机总装技术条件 0-0001-8024-00 工业汽轮机调节系统主要零部件加工装配技术条件 0-0001-9200-00 工业汽轮机转子和主轴用碳钢和合金钢锻件技术条件 0-0001-9200-01 工业汽轮机转子体锻件订货技术条件 0-0001-9201-00 工业汽轮机轮盘锻件订货技术条件 0-0001-9202-00 调质正火齿轮轴.齿轮锻件技术条件 0-0001-9202-01 渗碳、氮化齿轮轴.齿轮锻件技术条件 0-0001-9300-00 工业汽轮机灰铸铁技术条件 0-0001-9301-00 工业汽轮机重要球墨铸铁技术条件 0-0001-9310-00 工业汽轮机耐热铸钢件技术条件 0-1310-1109-00 联轴器加工工艺准则 0-1313-4101-00 叶轮叶根槽加工质控点文件
汽轮机组主要经济技术指标的计算 为了统一汽轮机组主要经济技术指标的计算方法及过程，本章节计算公式选自中华人民共和国电力行业标准DL/T 904—2004《火力发电厂技术经济指标计算方法》和GB/T 8117—87《电站汽轮机热力性能验收规程》。 1 凝汽式汽轮机组主要经济技术指标计算 1. 1汽轮机组热耗率及功率计算 a. 非再热机组 试验热耗率： G 0 H G H HR 0 fw fw N t kJ/kWh 式中G 0 ─ 主蒸汽流量，kg/h；G fw ─给水流量，kg/h；H ─ 主 蒸汽焓值，kJ/kg；H fw ─给 水焓值，kJ/kg； N t ─ 实测发电机端功率，kW。 修正后（经二类）的热耗率： HQ HR C Q kJ/kWh 式中C Q ─ 主蒸汽压力、主蒸汽温度、汽机背压对热耗的综合修正系数。修正后的功率： N N t kW p Q 式中K Q ─ 主蒸汽压力、主蒸汽温度、汽机背压对功率的综合修正系数。 b. 再热机组 试验热耗率：： G 0 H G fw H fw G R （H r H 1 ） G J (H r H J ) HR N t kJ/kWh 式中G R ─ 高压缸排汽流量，kg/h；G J ─ 再热减温水流量，kg/h；H r ─ 再热蒸汽焓值，kJ/kg； K
p c k H k H 1 ─ 高压缸排汽焓值，kJ/kg ； H J ─ 再热减温水焓值，kJ/kg 。 修正后（经二类）的热耗率： HQ HR C Q kJ/kWh 式中 C Q ─ 主蒸汽压力、主蒸汽温度、再热蒸汽温度、再热压损、再热减温水流量及汽 机背压对热耗的综合修正系数。 修正后的功率： N N t kW p Q 式中 K Q ─ 主蒸汽压力、主蒸汽温度、再热蒸汽温度、再热压损、再热减温水流量及 汽机背压对功率的综合修正系数。 1. 2 汽轮机汽耗率计算 a. 试验汽耗率： SR G 0 N t kg/kWh b. 修正后的汽耗率： SR G c kg/kWh c p 式中 G c ─ 修正后的主蒸汽流量， G c G 0 ，kg/h ； p c 、 c ─ 设计主蒸汽压力、主蒸汽比容； p 0 、 ─ 实测主蒸汽压力、主蒸汽比容。 1. 3 汽轮机相对内效率计 算 a. 非再热机组 汽轮机相对内效率： H 0 H k 100 ％ oi H ' 式中 ' H k ─ 汽轮机等熵排汽焓，kJ/kg ； ─ 汽轮机排汽焓，kJ/kg 。 K N H
第九节 汽轮机主要零件的热应力及汽轮机寿命管理 一、汽轮机主要雾件的热应力 随着我国电力事业的发展，电网容量逐渐扩大，电负荷峰谷差也随之增大．已达到最高负荷的30％～50％。为了适应负荷变化的需要、要求原带基本负荷的高参数大容量汽轮发电机组参加调峰运行，致使这些机组启停次数增加，负荷变化频繁，经常处于变工况下运行。汽轮机主要零件(如转子、汽缸壁、法兰等)内的温度分布规律随着工况变化而变化，从而引起交变热应力，导致零部件低周疲劳损耗，缩短汽轮机的使用寿命。为了对汽轮机寿命有大概了解，首先对汽轮机零件的热应力作一般的介绍。 (一) 产生热应力的原因 汽轮机的启动与停机过程，对其零部件而言．是加热与冷却过程。这些零部件由于温度变化而产生的膨胀或收缩变形称为热变形。如果零部件不能按温度变化规律进行自由胀缩，即热变形受到约束(包括金属纤维之间的约束)、则在零部件内引起应力，这种由温度(或温差)引起的应力称为温度应力，又称热应力。 设一受热零件内各点的温度由0t 均匀加热至t ，其热变形不受约束，可白由膨胀，见图5．9.1(a)，则零件虽然有热膨胀，但零件内不会引起热应力。零件长度的绝对热膨胀量为 000()l l t t l t ββ?=-=? (5.9.1) 式中 β——材料线膨胀系数； 0l ——零件原始长度； t ?——零件温升，0t t t ?=-。 如果该零件两端受到刚性约束，即零件加热时两瑞不允许膨胀，那么刚性约束的作用相当于把图5．9. 1(a)的绝对热彭胀量l ?压缩到原来长度0l ，可以想象零件内必然引起压缩热应力。设零件内的热应力仍在弹性范围以内，根据虎克定律便可求出零件内的热应力值。先由应变定义求应变： =l t l εβ?=? （5.9.2）
第一节25MW汽轮机热力计算 一、设计基本参数选择 1. 汽轮机类型 机组型号：435。 机组形式：单压、单缸单轴凝器式汽轮机。 2. 基本参数 额定功率：P el=25MW； 新蒸汽压力P0=，新蒸汽温度t0=435℃； 凝汽器压力P c=； 汽轮机转速n=3000r/min。 3. 其他参数 给水泵出口压力P fp=； 凝结水泵出口压力P cp=； 机械效率ηm= 发电机效率ηg= 加热器效率ηh= 4. 相对内效率的估计 根据已有同类机组相关运行数据选择汽轮机的相对内效率，ηri=83% 5. 损失的估算 主汽阀和调节汽阀节流压力损失：ΔP0==。 排气阻力损失：ΔP c===。 二、汽轮机热力过程线的拟定 （1）在h-s图上，根据新蒸汽压力P0=和新蒸汽温度t0=435℃，可确定汽轮机进气状态点0（主汽阀前），并查得该点的比焓值h0=kg，比熵s0=kg（kg·℃），比体积v0= kg。 （2）在h-s图上，根据初压P0=及主汽阀和调节汽阀节流压力损失ΔP0=可以确定调节级前压力p0’= P0-ΔP0=，然后根据p0’与h0的交点可以确定调节级级前状态点1，并查得该点的温度t’0=℃，比熵s’0= kg（kg·℃），比体积v’0= kg。 （3）在h-s图上，根据凝汽器压力P c=和排气阻力损失ΔP c=，可以确定排气压力p c’=P c+ΔP c=。 （4）在h-s图上，根据凝汽器压力P c=和s0=kg（kg·℃）可以确定气缸理想出口状态点2t，并查得该点比焓值h ct=kg，温度t ct=℃，比体积v ct= m3/kg，干度x ct=。由此可以的带 汽轮机理想比焓降kg，进而可以确定汽轮机实际比焓降kg，再根据h0、和p c’可以确定实际出口状态点2，并查得该点的比焓值h c2=kg，温度t c2=℃，比体积v c2= m3/kg，干度x c2=。
汽轮机股份标准 0-0001-7002-00 汽轮机及主要零部件质量检验通则2000年12月版 １围 本标准规定了汽轮机及主要零部件的关键特性(A级)和重要特性(B级) 的检验标准。 本标准适用于生产制造过程中的质量检验控制。 ２引用标准 0-0001-2810-00 耐热紧固件技术条件 0-0001-6340-00 工业汽轮机轴承合金浇铸层技术条件 0-0001-6503-00 汽轮机铸钢件补焊技术条件 0-0001-7201-00 水压试验标准 0-0001-7202-00 煤油渗透试验方法 0-0001-7203-00 工业汽轮机挠性转子高速动平衡 0-0001-7205-00 工业汽轮机转子超速试验 0-0001-7401-00 叶片力学性能试样 0-0001-8004-00 汽轮机及主要零部件质量特性分级通则 0-0001-8008-00 工业汽轮机清洁度标准 0-0001-8021-00 工业汽轮机静子主要零部件加工装配技术条件 0-0001-8022-00 工业汽轮机转子主要零部件加工装配技术条件 0-0001-8023-00 工业汽轮机总装技术条件 0-0001-8024-00 工业汽轮机调节系统主要零部件加工装配技术条件 0-0001-9200-00 工业汽轮机转子和主轴用碳钢和合金钢锻件技术条件 0-0001-9200-01 工业汽轮机转子体锻件订货技术条件 0-0001-9201-00 工业汽轮机轮盘锻件订货技术条件 0-0001-9202-00 调质正火齿轮轴.齿轮锻件技术条件 0-0001-9202-01 渗碳、氮化齿轮轴.齿轮锻件技术条件 0-0001-9300-00 工业汽轮机灰铸铁技术条件 0-0001-9301-00 工业汽轮机重要球墨铸铁技术条件 0-0001-9310-00 工业汽轮机耐热铸钢件技术条件 0-1310-1109-00 联轴器加工工艺准则 0-1313-4101-00 叶轮叶根槽加工质控点文件