汽轮机原理-第二章

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1、第二章多级汽轮机随着对电力需求的日益增长，对汽轮机的要求也越来越高，不仅要求汽轮机有更大 的单机容量，而且要有更高的经济性。为提高汽轮机的经济性，除应努力减小汽轮机内 的各种损失外，还应努力提高蒸汽的初参数和降低背压，以提高循环热效率；为提高汽 轮机的单机功率，除应增大汽轮机的进汽量外，还应增大蒸汽在汽轮机内的比焓降。可 以看出，这两方面的共同要求是增大蒸汽在汽轮机内的比焓降。如果一个比较大的比焓降只在单级内加以利用，其结果将是：要么因为级的最佳速 度比大大偏离最佳值而使效率显著降低；要么因为蒸汽的容积流量急骤增大，要求有相 当大的级的直径和叶片高度，这在制造上是无法实现的。因此，为保证汽轮机

2、有较高的 效率和较大的单机功率，就必须将汽轮机设计成多级汽轮机。在多级汽轮机中每个级只 承担部分比焓降，使很大的比焓降逐级有效地加以利用。本章将讨论由单级组成多级汽轮机后的一些问题，如蒸汽的进、排汽损失，轴向推 力，以及轴封系统等。第一节 多级汽轮机的优越性及其特点一、多级汽轮机的优点(1) 在全机总比焓降一定时，每个级的比焓降较小，每级都可在材料强度允许的条 件下，设计在最佳速度比附近工作，使级效率较高；(2) 除级后有抽汽口，或进汽度改变较大等特殊情况外，多级汽轮机各级的余速动 能可以全部或部分地被下一级所利用，提高了级的效率；(3) 多级汽轮机的大多数级可在不超临界的条件下工作，使喷嘴和

3、动叶在工况变动 条件下仍保持一定的效率。同时，由于各级的比焓降较小，速度比一定时级的圆周速度 和平均直径也较小，根据连续性方程可知，在容积流量相同的条件下，更使得喷嘴和动 叶的出口高度增大，减小了叶高损失，或使得部分进汽度增大，减小了部分进汽损失， 这都有利于级效率的提高；(4) 与单级汽轮机相比，多级汽轮机的比焓降增大很多，相应地进汽参数大大提高， 排汽压力也可显著降低，同时，由于是多级，还可采用回热循环和中间再热循环，这些 都使循环热效率大大提高；(5) 由于重热现象的存在，多级汽轮机前面级的损失可以部分地被后面各级利用， 使全机效率提高。此外，多级汽轮机的单位功率造价、材料消耗和占地面积

4、都比单级汽轮机明显减小， 机组容量越大减小越显著，大大节省了投资。二、重热现象和重热系数在水蒸气的h-s图上等压线是沿着比熵增大的方向逐渐扩张的，也就是说，等压线 之间的理想比焓降随着比熵的增大而增大。这样上一级的损失(客观存在)造成比熵的增 大将使后面级的理想比焓降增大，即上一级损失中的一小部分可以在以后各级中得到利 用，这种现象称为多级汽轮机的重热现象。图 2-l 为具有四个级的汽轮机的简化热力过程线。从图中可以看出，若各级没有损失，全机总的理想比焓降hmac为ih mac=h+h+h+hi i,1 i,2 i,3 i,4由于在各个级中存在损失，使各级的累计理想比焓降4h ,大于没有损失时

5、全机总 的理想比焓降hmac。各级的累计理想比焓降4 h，为1ii4 h mac=h+h+h+hi i,1 i,2 i,3 i,4两者之差，即增大的那部分比焓降与没有损失时全机总的理想比降之比，称为重热 系数。它永远是一个正值，用a表示，即(2-1)采用多级汽轮机有下列优点：0.040.08之间。重热系数。的大小与下列因素有关：(1) 多级汽轮机各级的效率。若级效率为 1，即各级没有损失，后面的级也就无损失 可利用，则重热系数 a =0。级效率越低，则损失越大，后面级利用的部分也越多， a 值也就越大。(2) 多级汽轮机的级数。当级数越多，则上一级的损失被后面级利用的可能性越大， 利用的份额也

6、越大,a值将增大。(3) 各级的初参数。当初温越高，初压越低时，初态的比熵值较大，使膨胀过程接 近等压线间扩张较大的部分， a 值较大。此外，由于在过热蒸汽区等压线扩张程度较大， 而在湿蒸汽区较小，因此在过热区。值较大，湿汽区。值较小。由图 2-1 可看出，此时全机的相对内效率为(2-2)式中： h mac=h +h h h ，为全机的有效比焓降。i i,1i,2 i,3 i,4图 2-1 四级汽轮机的简化热力过程线各级平均的相对内效率为(2-3)式中：hmac二h +h h h 。t t,1 t,2 t,3 t,4将式(2-2)与式(2-3)相除，可得(2-4)从式(2-4)可以看出，由于重

7、热现象的存在，使全机的相对内效率高于各级平均的 相对内效率。这里需特别指出，这一结论只表明当各级有损失时，全机的效率要比各级 平均的效率好一些，而不是说有损失时全机的效率比没有损失时全机的效率高。更不应 从上式中简单地得出a越大，全机效率越高的结论，这是因为口的提高是在各级存在 损失，各级效率降低的前提下实现的，重热现象的存在仅仅是使多级汽轮机能回收其损 失的一部分而已。三、多级汽轮机各级段的工作特点沿着蒸汽流动的方向，总可以将多级汽轮机分为高压段、中压段和低压段个部分。 对于分缸的大型汽轮机则可分为高压缸、中压缸和低压缸。由于所处的条件不同，各级 段的工作特点也不一样，下面分别予以说明。（一

8、）高压段在多级汽轮机的高压段，蒸汽的压力、温度很高，比容较小，因此通过该级段的蒸 汽容积流量较小，所需的通流面积也较小。由式（1-70）连续性方程可知，为减小叶高损 失，提高喷嘴效率，在高压段应保证喷嘴有足够的出口高度，因此喷嘴出口汽流方向角 a较小。一般情况下，冲动式汽轮机的a =11，反动式汽轮机的a =14。l l l在冲动汽轮机的高压段，级的反动度一般不大。当动静叶根部间隙不吸汽也不漏汽 时，根部反动度Q较小，这样，虽然沿叶片高度从根部到顶部的反动度不断增大，但 r由于高压段各级的叶片高度总是较小的，因此，平均直径处的反动度仍较小。在高压段的各级中，各级比焓降不大，比焓降的变化也不大。

9、根据连续性方程，由 于通过高压各级的容积流量较小，为增大叶片高度，以减小叶高损失，叶轮的平均直径 就较小，相应的圆周速度也较小。同时，为保证各级在最佳速度比附近工作，以提高效 率，喷嘴出口汽流速度也必然较小，则各级比焓降不大。由于高压各级的比容变化较小， 因而各级的平均直径变化也不大，所以各级比焓降的变化也不大。在高压各级中，可能存在的级内损失有：喷嘴损失、动叶损失、余速损失、叶高损 失、扇形损失、漏汽损失、叶轮摩擦损失、部分进汽损失等。由于高压级段蒸汽的比容 较小，而漏汽间隙又不可能按比例减小，故漏汽量相对较大，漏汽损失较大。对于部分 进汽的级，由于不进汽的动叶弧段成为漏汽的通道，使漏汽损失

10、更有所增大。同样，由 于高压级段蒸汽的比容较小，叶轮摩擦损失也相对较大。此外，因为高压级段叶片高度 相对较小，所以叶高损失也较大。综上所述可以看出，高压段各级的效率相对较低。（二）低压段低压级段的特点是蒸汽的容积流量很大，要求低压各级具有很大的通流面积，因而 叶片高度势必很大。为避免叶高过大，有时不得不将低压各级的喷嘴出口汽流方向角 al取得很大。级的反动度在低压段也明显增大，其原因有二：一是因为低压级叶片高度很大，为 保证叶片根部不出现负反动度，则平均直径处的反动度就必然较大；二是因为低压级的 比焓降较大，为避免喷嘴出口汽流速度超过临界速度过多，尽可能利用渐缩喷嘴斜切部 分的膨胀，这就要求蒸

11、汽在喷嘴中的比焓降不能太大，而增大级的反动度，保证动叶内 有足够大的比焓降。由于低压级段的容积流量很大，因此叶轮直径较大，级的圆周速度也比较大。为了 保证有较高的级效率，各级均应在最佳速度比附近工作，则相应的理想比焓降将明显增 大。从低压级段的损失看，由于蒸汽容积流量很大，而通流面积受到一定限制，因此低 压级的余速损失较大；低压级一般都处于湿蒸汽区，存在湿汽损失，而且越往后该项损 失越大；由于低压级的叶片高度很大，漏汽间隙所占比例很小，同时低压级段的蒸汽比 容很大，因此漏汽损失很小；也因为低压级的蒸汽比容很大，所以叶轮摩擦损失很小； 由于低压级都是全周进汽，所以没有部分进汽损失。总之，对于低压

12、级，由于湿汽损失 很大，使效率降低，特别是最后几级，效率降低更多。（三）中压段 中压级段处于高压级段和低压级段之间，其特点是蒸汽比容既不像高压级段那样很小， 也不像低压级段那样很大。因此，中压级有足够的叶片高度，叶高损失较小；一般为全 周进汽，没有部分进汽损失。此外，中压级漏汽损失较小，叶轮摩擦损失也较小，也没 有湿汽损失。所以，中压各级的级内损失较小，效率要比高压级和低压级都高。为了保证汽轮机通流部分的通畅，各级喷嘴和动叶的高度沿蒸汽流动方向是逐渐增 大的，所以中压各级的反动度一般介于高压级和低压级之间，且逐渐增大。表 2-1 为国产 300MW 汽轮机各级在设计工况下的主要数椐，从中可以看

13、出沿蒸汽流 程各级的主要参数的变化规律。四、汽轮机装置的评价指标在实际的汽轮机装置中，除了循环的冷源损失外，在能量转换的过程中，还存在着 各种热力损失，以及机械、电机（或其他被驱动机械）等损失，蒸汽的理想比焓降不可能 全部转换为电能（或有用机械功），因此在汽轮机装置中，通常用各种效率来评价整个能 量转换过程的完善程度。主要有：1. 汽轮机的相对内效率在汽轮机中，由于能量转换存在损失，只有蒸汽的有效比焓降降hmac转换成有用功,i而有效比焓降hmac小于理想比焓降hmac,两者之比称为汽轮机的相对内效率，以“表示:i t i(2-5)相应地，汽轮机的内功率 P 为i(2-6)式中：D和G是分别以

14、t/h和kg/s为单位的汽轮机进汽流量。002. 机械效率汽轮机在运行中，需克服径向轴承和推力轴承的摩擦阻力，同时还要带动主油泵和 调速器，这些都要消耗一部分功率，统称为汽轮机的机械损失。考虑了机械损失后，汽 轮机联轴器端的输出功率(轴端功率)P显然要小于汽轮机的内功率P.，两者之比即为汽 ei轮机的机械效率n，可表示为m(2-7)(2-8a)(2-7a)式中：p为汽轮机的机械损失。m3. 发动机效率考虑了发电机的机械损失和电气损失后，发电机出线端的功率p要小于汽轮机的el轴端功率 P ，两者之比即为发电机效率 n ，可表示为eg(2-8)式中： P 为发电机损失，包括发电机的机械损失(机械摩

15、擦和鼓风等)和电气损失(电气 方面的励磁、铁心损失和线圈发热等)。4. 汽轮发电机组的相对电效率将式(2-6) 代人式(2-7) ，再代人式(2-8) 可得3?6(2-9)令则式(2-9) 可写成竝二必竽; = G声(2-9a)由上式可知，n表示了在ikg蒸汽所具有的理想比焓降中有多少能量最终被转换el 成电能，称为汽轮发电机组的相对电效率，它是评价汽轮发电机组工作完善程度的一个 重要指标。5. 汽轮发电机组的绝对电效率评价汽轮发电机组工作完善程度的另一个重要指标是汽轮发电机组绝对电效率，它 是lkg蒸汽理想比焓降中转换成电能的部分与整个热力循环中加给lkg蒸汽的热量之 比，用 n 表示，即a

16、、el(2-11)式中：h为新蒸汽比焓；h为凝结水比焓，有回热抽汽时，则为给水比焓h。对于汽0 c fw 轮发电机组，除用绝对电效率和相对电效率表示其经济性外，还常用每生产 1kW.h 电能 所消耗的蒸汽量和热量来表示其经济性。6. 汽耗率机组每生产lkW.h电能所消耗的蒸汽量称为汽耗率，用dkg/(kW.h)来表示：(2-12)1000耳 _ 3600二厲二A曙对于初终参数不同的汽轮机，即使功率相同，但它们消耗的蒸汽量却不同，所以就不能用汽耗率来比较其经济性，对于供热式汽轮机更是如此。也就是说，汽耗率不适宜 用来比较不同类型机组的经济性，而只能对同类型同参数汽轮机评价其运行管理水平。7. 热

17、耗率对于不同参数的汽轮机可用热耗率来评价机组的经济性。每生产lkW.h电能所消耗 的热量称为热耗率，以qkJ/(kW.h)来表示：对于中间再热机组，热耗率qkJ/(kW.h)为9 二珥偽-力：)+-纥)(2-14)式中 D -汽轮机组的新蒸汽流量， t/h；0D再热蒸汽流量， t/h；rh再热蒸汽初比焓， kJ/kg；rh高压缸排汽比焓， kJ/kg。r从上述可知,热耗率q和绝对电效率n 都是衡量汽轮发电机组经济性的主要指标, 一个以热量形式表示，另一个以效率形式表示，但它们均未考虑锅炉效率、管道效率， 以及厂用电等。汽轮发电机组的各种效率及热经济指标的大致范围如表2-2所示。表 2-2 汽轮

18、发电机组的效率及热经济性指标额定功率(MW)ninmnggn eldkg/(kW.h)qkJ/(kW.h)0.75 60.760.9650.930.960.284.9129800.820.9850.820.985 0.9650.3012 254.74.12140 108800.850.990.9750.330.850.980.3750100 0.993.73.5963092100.870.9850.390.870.9850.421252000.993.23.0850083700.880.990.430.885 0.9850.443006000.993.2-2.9810078100.900.99

19、0.46600$0.900.990.9850.463.278000.99第二节汽轮机进汽、排汽损失和热力过程线一、进汽阀门节流损失蒸汽进入汽轮机工作级前必须先经过主汽阀、调节阀和蒸汽室。蒸汽通过这些部件 时就会产生压力降，主汽阀和调节阀最为严重。由于通过这些部件时蒸汽的散热损失可忽略图 2-2进汽阻力损失不计，因此蒸汽通过汽阀的热力过程是一个节流过程，即蒸汽通过汽阀后虽有压力降落，但比焓值不变，如图2-2 所示。从图中也可看出，如果没有汽阀的节流，则全机的理想比焓降为hmac，由于汽阀的节流作用，实际的理想比焓降为 t(h mac)其差值h mac二h mac-(h mac)为节流引起的比焓降

20、损失。t t t t图 2-2 进汽阻力损失蒸汽进入汽轮机工作级前通过汽阀时的损失与汽流速度、阀门型式、汽阀型线以及 汽室形状等因素有关。在设计时一般总让蒸汽流过主汽阀、蒸汽管道等的速度小于40 60m/s,使其压力损失控制在p =p -p =(0.03-0.05)p。对于设计良好的机组，此值可小 于 0.03，对于高压大容量机组，由于中间连接管道较长，又为了避免汽阀的尺寸过大， 而使蒸汽通过汽阀的流速较快，因而此项损失可能较大。为了减小进汽阀门节流损失，限制蒸汽流速是一个办法，但还不是根本的办法。因 为蒸汽流速减小，根椐连续性方程可知，此时要求的通流面积增大，这将使汽阀的尺寸 加大，其体积也

21、相应增大。因此，减小进汽阀门节流损失最主要的手段是改进汽阀的蒸 汽流动特性。近代汽轮机普遍采用带扩压管的单座阀，由于阀碟和阀座可以设计成较好的型线，而且加装了扩压器，把部分蒸汽动能转换成压力能，最终减小了该项损失。图 2-3 和图 2-4 所示，分别为主汽阀和调节阀的结构图。立录图 2-3 主汽阀结构图 2-4 调节进汽阀结构二、排汽管阻力损失汽轮机的排汽从末级动叶流出后通过排汽管进人凝汽器。蒸汽在排汽管中流动时，由 于存在摩擦、涡流等产生的阻力，造成蒸汽的压力降落。这部分蒸汽压降并没有做功， 形成损失，称为排汽管阻力损失。如图2-5所示，p表示汽轮机末级动叶出口的蒸汽 c静压，P凝汽器喉部静

22、压，其差值即为压力损失P二P-P。由于这个损失的存在，使c c c c蒸汽在汽轮机中的理想比焓降由(hamc)变为(h amc)，使全机有效的理想比焓降减小。tt由于在排汽管中蒸汽流速较高，与周围环境的温差小，因此蒸汽的散热损失可不予 考虑，蒸汽在排汽管中的流动近似可看成是节流过程。排汽管阻力损失 p 的大小取决于排汽管中的汽流速度，排汽部分的结构型式，以及 c排汽管的型线好坏等，一般可用下式估算：蚁二久眉)典(2-式中人排汽管的阻力系数；c 排汽管中的汽流速度， m/s；cxp 凝汽器内的蒸汽压力， kPa。c对于凝汽式汽轮机组，一般c 100120m/s，对于背压式机组可取c 4060m/

23、s。ex ex阻力系数且的变化范围比较大，一般情况下，凝汽器布置在汽轮机下方，汽流在排汽管 中有90的方向改变，此时损失较大，A =0.050.1。对于设计良好的排汽管，可有 效利用末级出口的余速动能，则入值较小，有时可小于0.05，甚至可以为0，或是负值， 即动压头转变为静压头，使压力回升。图 2-5 排汽阻力损失对于大型汽轮发电机组，由于排汽余速c很大，为提高经济性应努力设法利用排汽 d 动能，将排汽动能变成蒸汽静压（扩压），这样就可补偿排汽管中蒸汽的压力损失。因此， 排汽管既是排汽的通道，更是一个具有较好扩压效果的扩压器。图2-6所示为蒸汽在排汽管中的热力过程线。若最末级级后的蒸汽状态为

24、图中1点， 压力为 p ，此后蒸汽经排汽管进入凝汽器可能有三种情况，一是排汽管有扩压作用，蒸 c汽速度头部分变为压力头，进入凝汽器的压力海高于P，其热力过程近似以1-3线表示， 此种情况下阻力系数且为负值；二是蒸汽在排汽管中有较大的损失，进入凝汽器的压力 茄低于P，其热力过程近似以1-4线表示，此种情况下丸为正值；第三种情况是一特例, 即最末级级后压力等于凝汽器压力，蒸汽在排汽管中压力既没有回升，也没有损失，阻 力系数且等于零。图 2-6 蒸汽在排汽管中的热力过程线为衡量排汽管的设计与工作情况的好坏，仅用阻力系数且来说明还不够完善，阻力 系数没有反映最末级的余速大小，通常也用能量损失系数和静压

25、恢复系数来进行评价。当进入排汽管的汽流速度较低，即马赫数 M 0.3 时，此时可把蒸汽作为不可压流体， a1 对其进出口建立能量平衡方程，则有(2-16)式中：p, p分别为排汽管进出口处的蒸汽静压；p ,P分别为排汽管进出口处的蒸汽 密度；c1, C分别为排汽管进出口处的汽流速度；才为汽流经过排汽管时的压力损失。1 d0排汽管出口汽流动能c 2/2实际上也是损失，因为它没有在排汽管内转换成静压，2这个能量进入凝汽器内也是2损失掉。所以式(2-16)可写成：(2-16a)其中变换式(2-16a )有(2-16b)其中，静压恢复系数(2-17)能量损失系数(2-18)(2-19)当排汽管进口汽流

26、马赫数 M 0.3时，必须考虑其压缩性。此时，静压恢复系数为 a1n 二n &exex n(2-17a)式中：& 为考虑压缩性影响对静压恢复系数的修正系数，& 1。 它们仍然有下列关系：(2-19a)由上式(2-19)和式(2-19a)可以看出:当能量损失系数 1时，则静压恢复系数n 0是必然的。此时p-p为负值， 即排汽管出口蒸汽静压低于进口蒸汽静压，表明排汽缸的阻力损失很大，汽流流经排汽 缸时，恢复的静压头不足以补偿损失，还另需消耗一部分静压头来克服排汽缸的阻力。 出现这种情况的原因可能是扩压器效果不好，也可能是排汽缸的阻力过大。当然，没有 装扩压器的排汽缸的能量损失系数总是大于1。当能量

27、损失系数 =1时，则静压恢复系数n =o,即p=p，表明扩压器回收 ex ex d 1 的静压头正好与为克服排汽缸阻力所消耗的静压头相当，排汽管进口静压和出口静压相当能量损失系数 0，即pp，表明排汽缸出口蒸 ex ex 2 1 汽静压高于进口蒸汽静压。在出口静压（即为凝汽器压力）一定的情况下，排汽管的进口 压力，即为汽轮机最末级后的蒸汽压力，将低于凝汽器压力，可使汽轮机的有效比焓降 增大，机组热效率有所提高。所以，减小能量损失系数之。或提高静压恢复系数祝。是 排汽管设计的努力目标，这对大型汽轮机具有特别重要的意义。三、多级汽轮机的热力过程线将蒸汽在多级汽轮机中膨胀做功的热力过程在h-图上表示

28、出来，即为该机的热力 s 过程线。热力过程线是研究分析汽轮机的工作过程，计算改进其效率与运行方式的主要 依椐，同时也是进行火电厂热力循环计算必不可少的资料。一台汽轮机的热力过程线实际是由汽轮机内各个级的热力过程线或热力过程相互 连接而成，前一级的终态即为下一级的初态。在绘制一台多级汽轮机的热力过程线时， 除进行汽轮机设计及热力核算的需要外，一般并不将该机的热力过程仔细画出，只需将 初态与终态以直线相连即可。图 2-7 国产亚临界压力中间再热 300MW 汽轮机的热力过程线与示意图(a)热力过程线：(b)示意图图2-7(a)为国产亚临界压力中间再热300MW凝汽式汽轮机的热力过程线，它是由高 压

29、缸、中压缸和低压缸三部分的热力过程线组成。hmac、h mac和hill分别是高中低压缸的 III理想比焓降。新汽压力 p 与第一级级前压力 p 差为进汽机构的节流损失；高压缸排汽 00压力与中压缸进汽压力之差为再热器及其进出管道的流动阻力；中压缸排汽压力与低压 缸进汽压力之差为中低压缸蒸汽连通管的流动阻力；P与P之差为排汽管进出口静压 00之差。图中t汽温度，t热蒸汽温度，18是回热抽汽级数。图2-7(b)是该汽轮机示 01意图。第三节 多级汽轮机的轴向推力及其平衡在轴流式汽轮机中，通常是高压蒸汽由一端进入，低压蒸汽由另一端流出，从整体 来看，蒸汽对汽轮机转子施加了一个由高压端指向低压端的轴

30、向力，使转子存在一个向 低压端移动的趋势，这个力就称为转子的轴向推力。轴向推力对某些类型的汽轮机来说是相当可观的，例如对高压反动式机组，它的推力可高达 1.962.94MN 样大的推力不能只靠推力轴承来承担，必须加以平衡。为此，必须对转子的轴向推力进行计算，为推力轴承的设计提供依椐。确保推力轴承可靠地工 作和汽轮机安全地运行。整个转子上的轴向推力实际上差不多就是各级叶轮上推力的总和，因此对一个级或 单级汽轮机来说也存在着轴向推力及其平衡的问题，只不过在多级汽轮机中这个问题更 加突出而己。一、冲动式汽轮机的轴向推力作用在冲动级上的轴向推力是由作用在动叶上的轴向推力和作用在叶轮轮面上的 轴向推力以

31、及作用在轴的凸肩处的轴向推力三部分组成。下面分别予以说明：1. 作用在动叶上的轴向推力 FIz图2-8所示为冲动式汽轮机的一个中间级，p、p,、P分别为级前、喷嘴后和级后 01的蒸汽压力，P为隔板和轮盘间汽室中的蒸汽压力，级的平均直径为d，动叶高度为lb， dm 轮毂直径分别为 d、 d。1d作用在动叶上的轴向推力芦i是由动叶前后的静压差和汽流在动叶中轴向分速度的 改变所产生的，可写成F； -G(c sinoq - c2 sinCPi 卫(2-20)在冲动级中，一般轴向分速度都不大，加之动叶进出口的轴向通流面积和蒸汽比容 的改变也都不大，因此汽流流经动叶时的轴向分速度的改变一般都很小，由此所产

32、生的 轴向推力一般都可忽略不计。在此引入压力反动度的概念，压力反动度Q，定义为 pAP =卫=込仙卩)(2-21)(2-21a)于是则作用在动叶上的轴向推力列可写成(2-22)图 2-8 冲动级图例对于速度级，应计算在两列动叶上所受静压差产生的推力之和；若是部分进汽的级 则应乘以该级的部分进汽度 e。由于h-s图上同一压差的等压线距离越向下越大，因此各级压力反动度Q都小于 该级比焓降反动度Q，用Q代替Q所计算得的轴向推力偏大，偏于安全，故可认为 作用在动叶上的轴向推力Fi正比于/ (p-p)。z m 0 12. 作用在叶轮轮面上的轴向推力如图 2-8所示，作用在叶轮轮面上的轴向推力 F 可写成

33、1迟=_-旳刃_4)2 -旳必(2-23)如果叶轮两侧的轮毂直径相同，即忖=d，则上式可简化为迟=#(盅! _4)2 -沪仇-必)(2-23a)定义叶轮反动度(2-24)则式(2-23a)可写成現盲仇 _4)2 -22rf(j20 -p2)(2-24a)由式(2-23b)可知，叶轮轮面上的轴向推力F正比于Q (p-p)。由于轮盘面积很大，故轮面上的轴向推力也很大。为减小此项推力，常在轮盘面上开设平衡孔，以减 小轮盘两侧的压差。对于部分进汽的级，由于不进汽动叶上也受到压差 p-p 的作用， d0因此，式(2-23b)中应加上(l-e)3d l (p -p )这一项。m b d d计算Fii的关键

34、是确定隔板和轮盘之间的蒸汽压力加，但加并不一定等于喷嘴后的z压力p。例如，若隔板处轴封的漏汽量过大，则漏汽在流过叶轮上平衡孔的同时，还有 部分要流向动叶根部与主汽流相混后流过动叶，这时pp ；若叶根处汽流经平衡孔漏到 级后，则pQ。前面已介绍过，动叶的比焓降反动度Q Q，故 用Q代替Q计算Fii所得结果将偏大，偏于安全。因此，可近似地认为叶轮上的轴向 pdz推力 Fii 也正比于 Q (p-p)。z m 0 d3. 作用在轴的作用在轴肩上的轴向推力在汽轮机轴的轴封套和隔板轴封内轴上的凸肩等处，都会承受一定的轴向推力；一 般情况下，可先算出凸肩上的受压面积和各面积上所受的压力，再算出总的向前与向

35、后 的推力之差值，可得净轴向推力 Fiii ，一般 Fiii 的数值很小。zz作用在一个级上的轴向推力即为上述三部分推力之和，可写成巴二耳+严+町(2-35)对于有n个级的转子，其总的轴向推力为HHHH工巧二工用+工时+工呼(2-36)1111二、反动式汽轮机的轴向推力在反动式汽轮机中，作用在通流部分转子上的轴向推力由下列三部分组成：作用 在叶片上的轴向推力；作用在轮鼓锥形面上的轴向推力；作用在转子阶梯上的轴向 推力。其计算的原理和方法与冲动式汽轮机转子轴向推力的计算相同，不再叙述。需特别 指出的是，若蒸汽压力沿轴向是变化的，如轮鼓上各级压力不同，则应仔细分别求出转 子各承压面上的压力，或近似

36、认为此级前后压差由静子和转子平均分摊。三、轴向推力的平衡多级汽轮机的轴向推力与机组容量、参数和结构有关，数值较大，反动式汽轮机的 轴向推力更大。在现代汽轮机中为了减小止推轴承所承受的推力，都应尽可能地设法 使轴向推力得到平衡。平衡的方法除了在叶轮轮面上开平衡孔外，主要采用下列两种方 法：(1) 平衡活塞法。在转子通流部分的对侧，加大高压外轴封的直径，加大了直径的 鼓形部分称为平衡活塞。在活塞的两端作用着不同的蒸汽压力，以产生相反方向的轴向 推力，这就是平衡活塞法。轴向平衡推力的大小为現(世_)期(2-37)式中：d、d分别为平衡活塞作用面的外径、内径；p为平衡活塞两侧的压力差。若平 d1衡活塞

37、的大小和两侧的压力选择得当，则可使转子上的轴向推力合理地得到平衡。随着机组容量的增大，轴向推力也愈来愈大，这样，平衡活塞的外径势必增加得很 大。但平衡活塞是加大了外径尺寸的高压外轴封，因此，轴封漏汽面积也随之增大，漏 汽量增加，使机组效率降低。正是由于这一缺点，高参数、大容量汽轮机还必须采用其 它方法来平衡轴向推力。(2)相反流动布置法。将蒸汽在汽轮机内的流动安排成有相反方向的流动，使其产 生的轴向推力相反，如图2-7(b)所示，轴向推力得到了平衡。这样，平衡活塞的尺寸可 以减小，甚至可以不用。第四节轴封其系统在汽轮机级内，主要是在隔板和主轴的间隙处，以及动叶顶部与汽缸(或隔板套)的 间隙处存

38、在漏汽。此外，在汽轮机的高压端或高中压缸的两端，在主轴穿出汽缸处，蒸 汽也会向外泄漏，这些都将使汽轮机的效率降低，并增大凝结水损失。在汽轮机的低压 端或低压缸的两端，因汽缸内的压力小于大气压力，在主轴穿出汽缸处，会有空气漏人 汽缸，使机组真空恶化，并增大抽气器的负荷。在汽轮机中广泛采用齿形曲径轴封阻挡上述各处的漏汽(气)，以提高汽轮机的效 率。在汽轮机的高压段(或高中压缸)常采用高低齿曲径轴封；在汽轮机的低压段(或低 压缸)常采用平齿光轴轴封。一、曲径轴封(一)曲径轴封的工作原理.图 2-9(a) 为常见的曲径轴封示意图。可把轴封看成是由许多狭小通道及相间的小室 串联而成，从侧面看上去，即为许

39、多环形孔口和环状汽室。在轴封内蒸汽从高压侧流向低压侧，当蒸汽通过环形孔口时，由于通流面积变小， 蒸汽流速增大，压力降低。例如，流过图2-9(a)中的第一孔口时，压力由P降到P , 01 比焓值由h=h降为h。当蒸汽进入环状汽室E时，通流面积突然变大，流速降低，汽 流转向，产生涡流，蒸汽流速近似降到零，但压力P不变，蒸汽原来具有的动能变成热 能，热量重新加到蒸汽中去。轴封内蒸汽的散热量与汽流的总热量相比很小，可以忽略， 故蒸汽的比焓值应由h恢复到h，即恢复到原来的数值h，比熵值由s增大为s，如图 b c 0 b c 2-9(b)所示。蒸汽依次通过各轴封片时都发生这样的过程。由此可见：p p p

40、p(2-38)0 1 d zh =h =h=he二.=h =h(239)0 s xz-1 z如果近似认为各轴封孔口的环状漏汽面积A都相等，而且通过各孔口的蒸汽流量G相 ll 同，则各孔口均有(240)(240a)蒸汽依次流过各轴封片时不断膨胀，蒸汽密度p不断减小，在G和A不变的条件 下，由式(2-40a)可知蒸汽流速c必然逐渐增大。也就是说，任何一片轴封孔口的汽流 x 速度必然比前一片孔口的流速大，而比下一片孔口的流速小。由于蒸汽流速大时比焓降 也大，故任何一片轴封孔口的比焓降必然比前一片孔口的比焓降大，而比下一片孔口的 比焓降小，也就是图2-9(b)中所示的:abcdef曲线bdfh称为等流

41、量曲线，或 称芬诺曲线。3(W图 2-9 曲径轴封及其热力过程(a)曲径轴封示意图，(b)曲径轴封的热力过程线当轴封最后一片孔口的压差足够大时，汽流速度可以达到与当地音速相等的临界速 度，此时该轴封的漏汽量达到最大值。若把轴封的环形孔口看成是没有斜切部分的渐缩 喷嘴，那么最后一片轴封孔口的汽流速度在任何情况下都不可能超过临界速度，而前面 的各轴封孔口处的汽流速度都只能小于临界速度。也就是说，对轴封而言，临界速度只 能发生在最后一片轴封孔口处，这是因为等流量曲线上逆汽流方向各点对应的蒸汽绝对 温度越来越高，而汽流速度越来越低。因此当最后一片轴封孔口处为临界速度时，前面 各片轴封孔口处的汽流速度必

42、然都小于临界速度。等流量曲线是轴封各环形孔口出口截面上蒸汽状态点的轨迹，不同的流量对应有不 同的等流量曲线。轴封前后的压力改变或轴封间隙的改变都将使漏汽量改变，等流量曲 线也将变成另外一条曲线。这里应着重指出的是，h线上各点为轴封环状汽室中蒸汽的状态点，而等流量曲线 上各点为轴封环形孔口处蒸汽的状态点。减小轴封漏汽间隙方可减小漏汽量，提高机组效率。但轴封间隙占又不能太小，以 免转子和静子受热或振动引起径向变形不一致时，轴封片与主轴发生碰摩，造成局部发 热和变形。轴封间隙方一般取0.30.6mm，精密度高的机组可取为0.250.45mm。（二）曲径轴封漏汽量计算当一段轴封前的蒸汽状态、轴封后压力

43、以及主要几何参数（如漏汽面积、轴封齿数 等）都给定时，轴封漏汽量将有一个确定的值。下面分别对蒸汽通过轴封最后一片孔口 时未达临界速度和己达临界速度两种情况下的漏汽量进行讨论。1. 最后一片轴封孔口处流速未达临界速度现在来考察某一道轴封间隙，环形孔口前后的压差用P表示，由于P很小，蒸汽通 过孔口时比容变化不大，因此可近似地作为不可压缩流体来考虑，则通过其间隙的漏汽 量为(2-41)14 松肌-14进一步演化后可得(2-41a)式中：A为轴封孔口漏汽面积；p为环形汽室工处的蒸汽密度；“为轴封孔口漏汽流 量系数。考虑到通过每片轴封的流量G相等，环形孔口的面积A相同，同时，环形汽室中的ll 蒸汽状态在

44、一条等比焓线上，则有匕色二常数（2-42）心 _LPq所以簣)7嘖(2-41b)(2-41c)从上式可以看出，当G/(” A)和p、p为定值时，孔口前的压力p越低，压差pl l l 0 0 z-1就越大，因而孔口中的比焓降h也越大，这与前面讨论的基本原理是一致的。这也表明, 虽然在推导过程中作了一些简化，但是并未妨碍公式所表现出的轴封的基本规律。当有z片轴封时，可写出z个方程，相加得(2-43)近似地用积分式表示为(2-44)则通过环形孔口的漏汽量为Ag 山輕尹(2-45)上式适用于环形孔口间隙处未达临界速度的漏汽量计算。2. 最后一片轴封孔口处的流速已达临界速度根椐前面分析知道，在轴封孔口处

45、如果有达到临界速度的地方，那么必定是在轴封最后一片孔口处。也就是说，当p/p很小而轴封片数z又不够多时，最后一片孔口的 z0 压力比可能等于或小于临界压力比。这时对最后一片孔口来说，通过的漏汽量应是临界 流量。下面近似确定曲径轴封最后一片孔口出现临界速度的条件。根椐喷嘴临界流量公式，当最后一片轴封孔口流速达到临界速度时，轴封漏汽量G l.c 又因为(2-46)2 二“赵 +1 1足-1又因为邑1二色二常数(2-42a)Px-l Po则有(2-47)对于最后一片轴封孔口以前的各片孔口，流速都未达到临界速度，因此，应按亚临界条件下的漏汽量公式(2-45)进行计算，但应把轴封片数z改成(z-1)，即

46、(2-45a)根据流量不变的条件，即Gi=GLc，则有(2-48a)由于多片轴封孔口的节流作用，蒸汽在曲径轴封的出口处，一般总是过热的，故可将k=1.3代人上式得PsA _ l + 0.445(zl)(2-48b)若最后一片轴封孔口的流速达到临界速度，则其压力比为- s= 0.546(2-49)代人式(2-48b),可得(2-49a)足 _0.82)=(2_49b) 巩 V + l-25上式就是确定临界流速在最后一片轴封孔口中是否出现的判别式。当轴封片数z己 知时：若压力比,则轴封漏汽量 G=G 若压力比,则轴封漏汽量 GG 。l l.c l l.c当最后一片轴封孔口流速达到临界速度时只需将式

47、(2-48b)中的p代人临界流 z-1量公式(2-47),并取k=1.3,则可得最末一片轴封中流速达临界速度时的轴封漏汽量为根椐上述讨论可知，当轴封前蒸汽状态p、p，轴封后压力p，轴封片数Z,轴封环形孔口面积A1以及轴封流量系数“ 1已知时；就可进行曲径轴封漏汽量的计算。3. 轴封孔口流量系数在曲径轴封漏汽量计算的讨论中，蒸汽通过轴封孔口的流速是用渐缩喷嘴的流速公 式来计算的，但实际上轴封孔口和渐缩喷嘴有一定的差异，因此，应通过试验求取轴封 孔口漏汽的流量系数舶，以便对上述计算进行修正。试验所得的轴封孔口流量系数舶与轴封齿的形状及几何参数有关，可由图2-10查 得。从图中可以看出，轴封齿在进汽

48、侧不应做成圆弧状，应保持轴封齿的尖锐边缘，此 时流量系数较小，“ =0.70.8。然而，轴封齿的尖锐边缘在汽轮机运行中会因摩擦而l钝化，此时流动情况接近于喷嘴，流量系数会增大到趋近于 1。01234567Mb图 2-10 不同轴封齿形对应的流量系数此外，在前面推导曲径轴封漏汽量计算公式的过程中，假设通过每片轴封于 L 口的 蒸汽速度将在其后的小室中全部消失，即进入下一片孔口的汽流初速接近于零。这对于 轴封直径不断变化而且小室空间较大的高低齿曲径轴封来说，这一假设比较接近实际情况，计算结果是足 够准确的。现在，平齿光轴轴封(如图 2-11 所示)在低压缸中得到了广泛应用，因为它 允许汽轮机的主轴

49、在受热后有较大的轴向位移。但由于流过前一片孔口的蒸汽流速在小 室中不能全部消失，蒸汽进入下一片孔口前仍具有一定的初速，故漏汽量增大。因此， 平齿光轴轴封的封汽效果不及高低齿曲径轴封。图 2-12表示了曲径轴封和光轴轴封流 量系数的一组试验值。可以看出，在通常采用的轴封孔口间隙的范围(0.40.6mm)内， 曲径轴封流量系数接近于1,而光轴轴封流量系数要比曲径轴封流量系数高出20% 35。因此，在平齿光轴轴封漏汽量计算中，要在前述曲径轴封漏汽量计算结果的基础 上,乘上一个修正系数k、k之值可根据光轴轴封尺寸/s和轴封片数z由图2-11查得。114. 计算曲径轴封漏汽量的单一表达式曲径轴封漏汽量也

50、可用一种单一表达式来表示，即(2-51)(2-51a)式中：G HG ,G =0.667“ A p、p表示整个轴封前的蒸汽压力与密度，01.c l.c l.c l l 0 0 称为轴封漏汽量比。图 2-11 光轴轴封及修正系数(a)光轴轴封示意图(b)光轴轴封校正系数0.80,20.40,60.81.0(mm)图 2-12 高低齿及平齿轴封流量系数试验值1-曲径轴封，2-光轴轴封当轴封最后一片孔口处流速未达临界速度时，轴封漏汽量比01为(2-52)当轴封最后一片孔口处流速达临界速度时，01值只与轴封片数z有关，其值为(2-52a)根据式(2-52)和式(2-跖)可绘制出0 i与z、Pz/P的关

51、系曲线，如图2-13所示。图 2-13 轴封漏汽量流量比曲线图中OA线右侧为最后一片轴封未达临界速度的区域。当轴封前后压力比p/p满足 式(2-49b)时，由于最末一个孔口处达到临界速度，轴封漏汽量与压力比p/p无关，故 t00为一水平直线，如图中OA线左侧所示。这样，在计算曲径轴封漏汽量前，就不必事1先判断轴封最后一片孔口处是否达到临界速度，而只需根椐z与p/p查得0之值后，z 01直接应用式(2-51)即可计算曲径轴封汽量。若计算平齿光轴封的漏汽量，则需乘上修正系数 k。1二、轴封系统如前所述，为阻止蒸汽外漏以减小漏汽损失，或为阻止空气漏入汽轮机低压段而影 响机组真空，在汽轮机汽缸两端均安

52、装有曲径轴封。汽缸两端的轴封称为端轴封或外轴 封，以便与汽缸内阻止级内漏汽的隔板轴封相区别。端轴封和与它相连的管道和附属设 备组成轴封系统。1. 轴封系统实例图 2-14 所示为国产 300MW 凝汽式汽轮机轴封系统示意图。它是由端轴封、图 2-13 轴封漏汽量流量比曲线轴封加热器、均压箱及其压力调整器以及相关蒸汽母管等组成。 从图中可以看出，高压缸前端轴封A由七段六个腔室构成，后端轴封B有五段四个腔室; 中压缸前端轴封C有六段五个腔室，后端轴封D为三段二腔室；低压缸的端轴封E、F、 G、H均由三段二腔室构成。老厂二抉威强器耒0.101*0,18 .9 .仙肌捷* T易葫百S&W*宅厂観代未,

53、图 2-14 国产 300MW 汽轮机轴封系统示意图由于高压缸前端轴封漏汽的压力、温度较高，因此A端轴封较长，轴封各段形成的 六个腔室中，A5、A6布置在高压外缸内。蒸汽从调节级喷嘴后漏入A6腔室，其中部分 蒸汽通过管子引入第八级后参加做功，另一部分蒸汽送人中压缸前轴封C的C5腔室。 A5腔室与高压内外缸的夹层相通，而夹层内汽压比A6腔室高，所以将有部分蒸汽漏至 A6腔室，其余的漏至A4腔室。这样安排的目的是不让A6腔室的高温汽流向外泄漏，而 用温度较低的夹层汽流代替。A4腔室与第4级抽汽（0.77MPa，去除氧器）的管路相连， 由此回收漏汽量。A3腔室与第7级抽汽（0.082MPa，去第7号

54、低压加热器）的管路相连， 从A4腔室来的漏汽可全部由A3腔室回收到第7号低压加热器加热凝结水。此时，轴封 漏汽虽经多次节流，压力有所降低，但温度却降低不多，A3腔室内的蒸汽仍具有较高的 温度，如不采取措施，高温蒸汽具有的热量将会通过主轴传递到前轴承座，使油质恶化， 不利于轴承润滑。因此，将A2腔室与0.1010.128MPa的母管相连，始终维持比大气 压力略高的汽压，该低压低温蒸汽一方面漏入A3腔室，另一方面漏入A1腔室。这样， 该低温蒸汽不仅可冷却该轴封段的主轴，而且可阻止A3腔室的蒸汽继续向前泄漏。A1 腔室与0.0950.097MPa的蒸汽母管相连，使其压力始终保持略低于大气压，这样，

55、从A2腔室漏出的蒸汽以及从大气中漏入的空气均进入A1腔室内，通过0.095 0.097MPa的母管回收至轴封加热器，漏汽在轴封加热器内被凝结水冷却而凝结，工质 和热量均得到回收。分离出来的空气和少量蒸汽被射水抽气器抽出，从而可经常保持A1 腔室内有0.095MPa左右的负压。O.lOIMPa母管的汽压是由均压箱维持的。均压箱装有压力调整器，汽源来自除氧器 或老厂二次减温器。若均压箱内汽压太高，则压力调整器动作，减小进入均压箱的蒸汽 量；若仍然嫌高，还可增大泄放量，使之维持均压；若均压箱压力较低，则进行相反的 调节。此外，还有一只调整器的旁路汽阀，可以人工控制除氧器送来的蒸汽，以维持均 压箱的汽压。值得指出的是，当均压箱的低温汽源由除氧器平衡管供给时，应注意若除氧器采用 滑压运行，则低温汽源的压力不得低于0.589MPa,否则将因轴封压力调整器的通流能力 下降，使均压箱得不到足够的封汽流量，而导致轴封处蒸汽外泄，有可能使蒸汽漏入轴 承箱，造成油中带水。高压缸后轴封B的工作和前轴封A1A4腔室的工作情况相同。前面提到，高压缸A6腔室的部分蒸汽进入C5腔室。C5腔室的蒸汽一部分漏入中压 缸内，对中压转子的高温部分进行冷却，以保证中压第I级叶轮的强度；另一部分漏入 C4腔室。C4