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三级五列汽轮机转子设计
机设0801班 彭雁
指导老师：周小灵 副教授

摘要：汽轮机所有转动部分的组合体称为转子，转子主要由主轴、叶轮、叶片、围带、危急保安器、推力盘组成。转子是汽轮机核心的部件之一，承受蒸汽对所有工作叶片的回旋力，起着工质能量转换及扭矩传递的作用，它汇集了各级动叶栅上得到的机械能并传给其他机械。本设计对主轴、叶轮、叶片和危急保安器进行了设计与核算。

关键词：汽轮机，转子，设计

1 三级五列汽轮机转子设计方案
1.1确定转子总体方案
三级五列汽轮机转子设计的主要参数：功率1500kw，转速4400r/min，，进气压力3.8MPa，排气压力0.4MPa，进气温度360℃。
根据主要参数，设计本转子为中压刚性转子，转子类型采用套装转子。
套装转子优点：有利于减少转子的挠度，锻件小、加工方便、节省材料、容易保证质量、转子部分零件损坏后也容易拆换。
1.2主轴的设计
主轴采用阶梯轴，便于各级叶轮和主轴上其他零件的套装和定位。根据主轴上的装配零件，设计主轴的结构：主轴总长度1584.5mm，最大直径φ172mm，最小直径φ39mm；装配各级叶轮位置处设计键槽；各级蒸汽室间在轴的位置上设计迷宫式汽封槽；靠近汽缸两端的主轴位置上设计迷宫式汽封，然后再用碳环密封，在主轴上碳环密封的位置镀0.2mm的铬。主轴要求的抗弯曲和抗扭转强度以及热强度性能比较高，查《汽轮机原理》[1]，转子主轴材料采用35CrMoV钢，该材料有较好的工艺性能和较高的热强度性能，在480℃以下的蠕变极限及持久强度均较高。
1.3叶轮的设计
叶轮由轮缘、轮体和轮毂等三部分组成。本设计中，高温高压蒸汽从一级蒸汽室进入，经过一级、二级、三级蒸汽室，蒸汽温度和压力逐渐降低，所以对叶轮强度要求也逐渐降低。从经济性考虑，各级叶轮设计如下：
一级叶轮设计：轮体设计为锥形，其应力分布比较均匀，强度较好；考虑到蒸汽的利用率，轮缘设计为双列的叶片槽，轮缘叶片槽设计为外包凸肩T型槽。
二级叶轮设计：轮体同样设计为锥形，轮缘为双列的叶片槽，但由于二级蒸汽室的蒸汽温度及压力相对减少，轮缘的叶片槽设计为T型槽。
三级叶轮设计：由于蒸汽流到第三级时，温度及压力大幅度降低，所以轮体设计为等厚，轮缘设计为单列叶片槽，叶片槽设计为T型槽。
相邻的蒸汽室之间都有装在汽缸上的隔板隔开，保持相互的独立，而每一级的蒸汽室中间又有叶轮隔开，使得每级的叶轮两侧的蒸汽压力差比较大，增加了对转子的轴向推力，为减少这种轴向推力，在每级的叶轮体上设计五个均布等大的通孔，这样还可避免或减少叶轮高速旋转时发生有节点振动的可能性。
各级叶轮均采用红套法装上主轴，使用卡圈轴向定位，并都设计键槽，传递扭矩。查《汽轮机原理》汽轮机零部件的材料，叶轮材料采用35CrMoV钢。
1.4叶片设计
叶片由叶根、叶型和叶顶等三部分组成。根据各级叶片的工况，合理地设计各级叶片的结构形式。同一级的叶片设计为相同的结构类型。从提高蒸汽的利用率考虑，同一级的两列叶片的叶型高度，后列比前列要高。
一级叶片：叶根部分根据前面叶轮轮缘的设计，采用外包凸肩T型叶根；从汽轮机的功率和转速考虑，叶型设计为等截面叶型；叶顶设计为圆形铆钉头。前列叶片数量为176，后列叶片数量为167。
二级叶片：叶根部分根据前面叶轮轮缘的设计，采用T型叶根；叶型同样设计为等截面叶型；叶顶设计为方形铆钉头。前列叶片数量为178，后列叶片数量为158。
三级叶片：叶根部分根据前面叶轮轮缘的设计，采用T型叶根；叶型同样设计为等截面叶型；叶顶设计为方形铆钉头。叶片数量为178。
查《机械工程材料手册》[2]，各级叶片材料均选择2Cr13钢，这种材料具有良好的耐侵蚀性及耐热强度，减振性能好，热应力小，硬度较高。
1.5危急保安设计
本转子上的危急保安器设计为飞锤式危急保安器。根据汽轮机参数：转速4400r/min；参照《汽轮机组技术手册》[3]，设计飞锤的结构，确定偏心距（经计算为5.32mm）。采用逆向设计：设定安全转速为额定转速的115%，计算出弹簧的刚度K值，根据《汽轮机组技术手册》危急保安器的弹簧设计，设计弹簧参数为：弹簧材料直径d=4.2mm；总圈数n=8.5；有效圈数i=6.5圈；弹簧内外圆的平均直径D0=22.1mm；总长度L=53mm。

2 设计校核计算
2.1主轴的强度计算
2.1.1主轴的扭转强度计算
从主轴的工作状况及零件图可以知道主轴上装联轴器的锥度段截面是危险截面。查《机械设计》[4]：轴的扭转强度
τT =TWT≈9550000Pn0.2d3=47.46MPa
式中：T—主轴所受的扭矩，N∙mm；
WT—主轴的抗扭截面系数，mm3；
n—主轴的转速，r/min；n=4400r/min；
P—主轴传递的功率，kW；P=1500kW；
d—计算截面处轴的直径，mm；d=70mm。
查《机械工程材料手册》35CrMoV钢τT=381MPa。τT≤τT，故强度符合工作要求。
2.1.2主轴的弯扭合成强度计算
校核轴上的承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，即二级叶轮轴段中间截面处。查《机械设计》轴的弯扭合成强度计算公式
σca=MW2+4αT2W2=M2+αT2W=51.5MPa
式中：M—轴所受的弯矩，N∙mm；M=17241426 N∙mm；
T—轴所受的扭矩，N∙mm；T=3255681.8 N∙mm；
W—轴的抗扭截面系数，mm3；W=345095.2 mm3；
α —折合系数；α＝0.6。
查《机械工程材料手册》，35CrMoV钢σ-1＝880MPa。σca<σ-1，故强度符合工作要求。
主轴的结构图如图2-1所示。
图2-1 主轴图
2.2叶片强度计算
汽轮机正常运行时，叶片要受到多种力的作用，使叶片产生相应的应力，主要有：
（1）叶片和围带的离心力引起的拉应力。当离心力的作用线不通过叶片承力断面的形心时，还将产生弯曲应力。
（2）汽流对叶片作用力所引起的弯曲应力和扭转应力。扭应力一般不大。
（3）叶片发生振动时引起的振动应力。
设计叶片时充分考虑叶片的拉应力和切应力；振动应力比较复杂，当叶片不在共振条件下工作时，振动应力很小，不会影响叶片的工作安全。所以本设计重点对叶片的拉应力和切应力进行计算。根据叶片结构和受力分析，叶片的拉应力主要集中在叶根的A-A截面，如图2-2所示。切应力集中在叶根的A-B截面。如图2-3所示。
图2-2 叶片拉应力受力分析图 图2-3 叶片切应力受力分析图
F1为叶片截面A-A以上部分离心力，F为围带按叶片数均分的每部分的离心力，O0为叶片质心，O1为叶片截面A-A以上部分的质心，F2为叶片截面A-B内以上部分离心力，O2为叶片截面A-B内以上部分的质心，h为叶片底面到转子中心的距离。
所以拉应力计算为：
σ＝FNS=F1+FSA=m1w2r1+mw2rSA
式中：m1——叶片截面A-A以上部分的质量；
W——转子的安全转速的最高转速；
r1——叶片截面A-A以上部分质心到转子中心的距离；
m——围带按叶片数均分的每部分的质量；
r——围带按叶片数均分的每部分质心到转子中心的距离。
查《机械工程材料手册》，2Cr13钢σ-1＝665MPa。
切应力计算公式为：
τ＝FSS=F2+FSAB=m2w2r2+mw2rSA
式中：m2——叶片截面A-B内以上部分的质量；
R2——叶片截面A-B内以上部分的质心到转子中心的距离；
根据力学计算， τ-1=0.6σ-1＝399MPa。
经计算得到：
（1）一级前列叶片拉应力σ1=109MPa<σ-1；切应力τ1=115MPa<τ-1。
（2）一级后列叶片拉应力σ2=110MPa<σ-1；切应力τ2=116MPa<τ-1。
（3）二级前列叶片拉应力σ3=42MPa<σ-1；切应力τ3=65MPa<τ-1。
（4）二级后列叶片拉应力σ4=38MPa<σ-1；切应力τ4=64MPa<τ-1。
（5）三级叶片拉应力σ5=43MPa<σ-1；切应力τ5=70MPa<τ-1。
故各级叶片强度符合要求，结构图如2-4所示。
一级前列叶片 一级后列叶片 二级前列叶片 二级后列叶片 三级叶片
图2-4 各级叶片结构图
2.3叶轮的强度计算
叶轮在正常运行时，主要承受三种应力：
（1）离心应力；叶轮本身和安装在叶轮上的叶片、围带及其他附件旋转时产生的应力。
（2）温度应力；叶轮温度分布不均引起的应力。在稳态工况下，温度应力数值不大。
（3）红套应力；由过盈在轮孔内表面上引起的应力。
综合三种应力，主要以离心应力为主，分析叶轮结构，对叶轮强度相对比较薄弱的叶根槽进行拉应力、弯曲应力及切应力的校核计算。
图2-5 叶轮轮缘强度校核受力分析
2.3.1叶轮的拉应力计算
根据受力分析，轮缘叶根槽底部A－A截面上所受的离心拉应力集中，如图2-5所示，查《汽轮机组技术手册》，轮缘离心拉应力为
σt=ZbF0+23Fb4πrb
式中：Zb—叶片总数；
F0—叶片及围带的离心力；
Fb—轮缘A－A截面以上部分的的离心力；
r—轮缘A－A截面到中心轴；
b—叶根槽边到轮缘端面的最小距离。
查《机械工程材料手册》，35CrMoV钢 σ-1＝880MPa。
2.3.2叶轮的弯曲应力计算
根据受力分析，如图2-5所示，查《汽轮机组技术手册》，轮缘由偏心离心力产生的弯曲应力计算公式为
σb=MW=12ZbF0+23Fca13πrb2
式中：Fc—轮缘DEFG截面部分的离心力；
a—BEFG截面中心到叶根槽边与轮缘端面中心的距离；
2.3.3叶轮的切应力计算
根据受力分析，如图2-5所示，查《汽轮机组技术手册》，轮缘B－B截面切应力为
τ=ZbF0+43Fc4πrcL
式中：rc—轮缘B－B截面中心到旋转中心轴距离；
L—叶根槽上边到轮缘边的距离。
35CrMoV钢σ-1＝880MPa，根据力学计算τ-1=0.6σ-1＝528MPa。
经计算得到：
（1）一级前列轮缘拉应力σt1=848MPa<σ-1；弯曲应力σb1=336MPa<σ-1；切应力τ1=34.7MPa<τ-1。
（2）一级后列轮缘拉应力σt2=92.4MPa<σ-1；弯曲应力σb2=370MPa<σ-1；切应力τ2=37.1MPa<τ-1。
（3）二级前列轮缘拉应力σt3=82.7MPa<σ-1；弯曲应力σb3=501MPa<σ-1；切应力计算τ3=30.1MPa<τ-1。
（4）二级后列轮缘拉应力σt4=88.3MPa<σ-1；弯曲应力σb4=490MPa<σ-1；切应力τ4=31.3MPa<τ-1。
（5）三级轮缘拉应力σt5=81.9MPa<σ-1；弯曲应力σb5=472MPa<σ-1；切应力τ5=32.1MPa<τ-1。
故各级叶轮强度符合要求。
2.4危急保安器遮断转速计算
根据飞锤式危急保安器的工作原理和作用，飞锤在工作条件下受到弹簧对其的弹力 F弹，及高速旋转时本身的离心力F，受力分析如图2-6所示：

O—飞锤质心；e—质心与旋转轴的距离
图2-6 飞锤式危急保安器受力分析
则根据受力平衡条件可知：
F弹=F
F弹=kL
F=ma=mω2r
将上几式整理得：
ω=kLmr
式中：ω—飞锤的临界旋转速度；
m—飞锤的质量；
r—旋转半径（飞锤质心与旋转轴的距离）；
k—弹簧的刚度系数；
L—飞锤动作时弹簧压缩量。
2.4.1弹簧的刚度k值计算
根据《汽轮机组技术手册》，查P223页表5-49危急保安器计算，弹簧的刚度K计算公式：
k=g(8×105d4)8iD05=9080.8 N/mm
式中：g—重力加速度；
d—弹簧的钢丝直径；
i—弹簧有效工作圈数；
Do—弹簧平均直径。
2.4.2 L值计算
弹簧自由长度L0=54mm；
当弹簧顶端加Xmm厚度垫圈时，汽轮机转子在临界工作状态下，弹簧长度Ld＝47.8mm；所以弹簧压缩量
L＝L0－Ld+X
将以上所有的数据代入中可得：
ω=kLmr=k(L0-Ld+X)mr
一般设定当转速升高至额定转速的110%～120%时，动作停机。根据计算公式，进行安全转速校核，符合要求，具体参数如表2－1。本转子安全转速为5025r/min，垫圈厚度4.75mm。
表2－1 危急保安器遮断转速参数
垫圈厚度X/（mm）
弹簧压缩量L/（mm）
遮断角速度w/（rad/s）
遮断转速n/（r/min）
0
6.2
396
3781
2
8.2
455
4348
3
9.2
482
4605
4
10.2
508
4850
4.25
10.45
514
4909
4.5
10.7
520
4967
4.75
10.95
526
5025
5
11.2
532
5082
5.25
11.45
538
5138
5.5
11.7
544
5194
5.75
11.95
550
5249
6
12.2
555
5304
2.4.3 危急保安器结构图
如图2-1所示
图2-7 危急保安器
3三级五列汽轮机转子总装配图
转子总装配结构图如图2-8所示
图2-8 三级五列汽轮机转子总装配

参考文献
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